陶正勇 韋世寶

發(fā)動機懸置支架動剛度對車輛的噪聲-振動-平順性（NVH）性能有著重要影響。介紹了動剛度分析原理，利用ABAQUS軟件對某重型發(fā)動機前懸置支架進行動剛度分析。針對局部頻率點的動剛度響應較大的問題，對懸置支架及發(fā)動機機體局部結(jié)構(gòu)進行了優(yōu)化。通過計算，優(yōu)化后的懸置支架動剛度響應結(jié)果滿足評價要求。該研究對懸置支架動剛度設計和計算具有一定的指導意義。

發(fā)動機;懸置支架;動剛度

0 前言

噪聲-振動-平順性（NVH）性能是影響汽車舒適性的重要評價指標之一。作為汽車最主要振動激勵源的動力總成懸置的隔振性能對整車的NVH性能有著直接影響。在動力總成懸置系統(tǒng)設計時，研究人員不僅需要關(guān)注懸置軟墊的隔振性能，還應關(guān)注懸置支架的剛性是否足夠。懸置支架的剛性通常通過懸置支架的模態(tài)頻率和懸置支架接附點動剛度（IPI）進行評價[1-4]。本文對某重型發(fā)動機前懸置支架接附點進行了分析，發(fā)現(xiàn)其動剛度小于設計標準值，可能導致NVH性能下降。研究人員通過對支架結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化，提高了支架的動剛度，滿足了設計要求。

1 動剛度分析

動剛度分析是評價車身和發(fā)動機懸置支架接附點NVH性能的重要方法。靜剛度是結(jié)構(gòu)產(chǎn)生單位位移所需外力，其為常數(shù)，表征了結(jié)構(gòu)抵抗變形的能力。動剛度是結(jié)構(gòu)產(chǎn)生單位振幅所需的動態(tài)外力，表征了結(jié)構(gòu)在動態(tài)載荷下抵抗變形的能力。該動態(tài)力不是常數(shù)，而是隨著頻率變化的函數(shù)[4-6]。

研究人員在進行動剛度分析時，需要對支架的接附點（即懸置支架與懸置軟墊連接點）施加某一頻率范圍內(nèi)的單位力，同時輸出接附點的加速度響應，由此得到接附點在分析頻率范圍內(nèi)的加速度導納IPI。通常產(chǎn)品開發(fā)時都會設定動剛度設計目標值 K ，由此可以計算得出在不同頻率 f 下的加速度響應曲線目標值 X ，如式1所示。

X¨（t）=（2πf）2K（1）

在工程上，習慣將IPI的加速度相應曲線與目標曲線進行對比，以評價在整個分析頻域范圍內(nèi)的懸置支架接附點動剛度性能。

2 某重型發(fā)動機懸置安裝動剛度分析

2.1 有限元網(wǎng)格模型

某重型發(fā)動機主要匹配商用車。在設計初期，為了考察其前懸置接附點的動剛度性能，研究人員利用有限元仿真分析方法進行了IPI分析。通常，發(fā)動機機體裙部及周邊零部件對懸置支架接附點動剛度均會產(chǎn)生影響。相關(guān)有限元模型包括了氣缸體、油底殼、油封座、前懸置支架、螺栓等零件。研究人員用西門子NX軟件建立分析支架的計算機輔助設計（CAD）模型，將CAD模型導入HyperWorks軟件中的Hypermesh模塊，進行網(wǎng)格劃分，并對前懸置支架及連接區(qū)域附近的有限元網(wǎng)格進行局部細化，以提高仿真分析精度;然后，將網(wǎng)格文件導入ABAQUS有限元分析軟件進行建模，施加載荷，約束邊界，求解和后處理。網(wǎng)格模型規(guī)格采用C3D10M，密度取7 500 kg/m3，彈性模量取170 GPa，泊松比為0.3。有限元網(wǎng)格模型如圖1所示。

2.2 模型設置

研究人員在機體、油底殼、油封座與前懸置支架結(jié)合面之間建立接觸副，螺栓使用tie約束條件進行連接，并在懸置軟墊上端面中心建立參考點，將參考點與懸置支架與懸置軟墊安裝接觸的端面之間建立Coupling約束條件。參考點代表了懸置支架接附點位置的受載情況和運動響應情況。

研究人員在ABAQUS軟件中采用基于模態(tài)疊加法的穩(wěn)態(tài)動力學開展懸置接附點的相應分析。一般需要關(guān)注懸置支架1 000 Hz以內(nèi)的動剛度，因此研究人員將響應分析頻率范圍設置為0～1 000 Hz。在開展響應分析之前，研究人員需要對模型進行自由模態(tài)計算，分析頻率為0～2 000 Hz。在響應分析時，研究人員依次在懸置支架參考點的 X、Y、Z 方向上施加1 N的單位載荷，同時輸出參考點的 X、Y、Z 向加速度的響應結(jié)果。

2.3 計算結(jié)果分析

在有限元分析完成后，研究人員依次提取參考點的 X、Y、Z 向加速度的響應結(jié)果。有相關(guān)文獻表示，動剛度的目標值一般設定在5 000～10 000 N/mm，且各向的動剛度設計目標會有所差異[4-6]。本文對發(fā)動機懸置接附點 X、Y、Z 向的動剛度目標 K 設定為大于等于10 000 N/mm，根據(jù)（1）式計算可以得到頻率 f 在0～1 000 Hz范圍內(nèi)，動剛度為10 000 N/mm時對應的IPI評價標準曲線（圖2）。

如圖2所示，為使IPI評價標準曲線更為平滑，研究人員對縱坐標取了對數(shù)。在理論上，懸置接附點的IPI曲線應小于標準值對應的IPI曲線，這樣才能保證懸置支架接附點收到單位載荷作用下的加速度響應幅值小于標準值。在圖2中，在分析頻率范圍內(nèi)， Y 向IPI曲線小于標準值曲線，但 X 向和 Z 向局部頻率點的IPI曲線超過了標準值曲線。發(fā)動機在運轉(zhuǎn)時，在這些頻率點附近容易出現(xiàn)振動超標，因此需要對機體和前懸支架進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化。

3 結(jié)構(gòu)優(yōu)化及結(jié)果

3.1 優(yōu)化方案

圖3為機體和前懸支架在超標頻率點的模態(tài)振型。由圖3可見，相對振幅較大的除了支架本身外，還有機體裙部的振型。因此，優(yōu)化方案為針對懸置支架和機體裙部結(jié)構(gòu)進行局部加強，以提高其剛度。

如圖4所示，研究人員在機體裙部增加了加強筋和氣缸體加強板，以提高機體裙部剛性。通過將安裝上懸置的2個螺孔由筋條連接起來，同時增加1條豎直的筋條，發(fā)動機整體結(jié)構(gòu)得到了支撐。同時，懸置支架與機體連接的法蘭半徑增加了1 mm。2處結(jié)構(gòu)的改變引起機體質(zhì)量增加0.23 kg。

3.2 優(yōu)化后IPI分析

研究人員對優(yōu)化后的幾何模型重新進行了劃分網(wǎng)格，建立仿真分析模型。經(jīng)過計算得到優(yōu)化后的IPI曲線如圖5所示。由圖5可見，優(yōu)化后懸置支架接附點的IPI響應曲線均小于目標值。這說明優(yōu)化方案是有效的，優(yōu)化后的懸置支架接附點動剛度滿足設計要求。

4 結(jié)論

懸置支架接附點的動剛度對車輛NVH性能有著直接影響。研究人員采用IPI分析方法對某重型發(fā)動機懸置支架進行動剛度分析，發(fā)現(xiàn)分析頻域范圍內(nèi)存在局部IPI響應峰值超出目標值，可能存在NVH性能影響。通過分析問題頻率點附近的模態(tài)振型，研究人員確定發(fā)動機懸置支架和裙部模態(tài)剛度較弱，并對懸置支架和發(fā)動機機體裙部結(jié)構(gòu)進行了改進。優(yōu)化后的懸置接附點IPI滿足設計目標，有效規(guī)避了后期發(fā)動機配套NVH性能的影響。該研究有助于相關(guān)懸置支架動剛度的設計和計算。

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