怎样对基于Abaqus汽车悬置系统高频隔振性能进行分析呢
导读：我们通常做悬置子系统分析，往往是支架和悬置元件单独分析的，支架会进行模态、动刚度分析，而悬置元件通过会进行动静刚度分析，少有人把它们合在一起分析的。如果进行一番这种尝试会得到一些什么样的结论呢？
图1是一个悬置的子系统简图，各部分的功能分解如下：
图1 悬置子系统简图
powertrain support structure
主要功能是支撑powetrain-side bracket
此结构对powertrain-side bracket动态性能影响较大，必须将刚度做的很大
powertrain-side bracket
连接动力总成与悬置
支架动态性能影响悬置子系统高频隔振性能，支架的共振会对nvh性能产生较大影响
mount insert
连接橡胶与powertrain-side bracket
一般与powertrain-side bracket紧固装配
mount elastomeric
悬置结构高频动刚度硬化需要考虑
body-side bracket/mount structure
二者通过螺栓连接或焊接，应该作为一个整体分析。动态性能及共振问题会严重影响nvh性能
body support structure
车身的一部分，通常会进行局部加强
图1再简化可以简化为图2就可以推导出振动经过车身连接点至车内噪声或振动的传递函数公式：
其中：
式中：
x1(ω)：发动机侧支架在悬置连接处的位移
r(ω)：发动机侧支架在连接发动机处的位移
mb1(ω)：位移从发动机侧支架连接悬置处到连接发动机处的放大系数
k(ω)：悬置在各个频率下的动刚度
x2(ω)：车身侧支架连接悬置处的位移
k(ω) ·[x2(ω)-x1(ω)]：传递到车身侧支架连接悬置处的力
mb2：从车身侧支架连接body处到连接悬置处的力的放大系数
(p/f)ω：从车身侧支架连接body处到车内噪声的振声传函
从公式（1）中可以得出结论：悬置刚度越大、悬置两侧振幅差越大、车身侧支架力传递系数越大、车身连接点至车内噪声或振动的传递函数越大，车内噪声或振动可能越大。
图2 悬置子系统简化图
对于发动机侧支架（eng_bracket）来说，属于位移隔振，增大支架固有频率，降低激励频率与支架固有频率之比，可以降低支架顶端振幅。
对于对于悬置mount来说，悬置传递的力等于悬置动刚度乘以两侧支架位移差，因此低的动刚度可以降低通过悬置传递的力。
对于车身侧支架body_bracket来说，属于力隔振，将支架固有频率设计在激励频率之下不现实。因此增大支架固有频率，显著降低激励频率与支架固有频率之比可以减小力放大系数。
想要验证上面的说法，我们可以建立一个包括悬置橡胶主簧在内的单个悬置隔振模型，如图3所示。
图3 单个悬置隔振分析有限元模型
一、模态分析
通过这个包括动力总成侧支架+悬置+车身侧支架的有限元模型，可以进行单个悬置的模态分析，从分析结果中可以发现橡胶主簧会导致整个悬置存在密集的模态，最低阶350hz开始，这和橡胶的材料有关，比如图3这个模型计算出来的模态如图4所示。
在电动车悬置支架设计要求中就有这样的表述：使悬置内部共振频率尽可能小，并使不同悬置的内部共振频率分开一定频率间隔，避免悬置支架模态与悬置橡胶内部共振频率耦合。
图4 模态分析结果
二、加速度传递性能分析
利用这一模型，也可以计算单个悬置的加速度传递性能和力传递性能，通过改变车身侧支架和发动机侧支架的刚度，可以得到图5所示的加速度传递性能图。
图5 加速度传递性能分析
−从图中可知阶次隔振上存在较大浮动，峰值往往对应着悬置系统（支架或橡胶体或液压悬置动刚度硬化）零部件的共振，而谷值则与系统的传递函数的谷值对应。阶次上明显的隔振下降段并不能说明太多的问题，首先阶次隔振上的谷值对应着传递函数上的谷值，但峰值往往对应着结构的共振频率，因此当主动端支架的谷值与被动端结构的峰值在频率上对齐时，往往表象上看阶次隔振不足。
对于悬置系统隔振，最优先考虑的仍然是增大主动端和被动端结构的刚度，而降低悬置的刚度。
三、力传递性能分析
以上模型也可以进行力传递性能分析，力传递最能代表悬置系统隔振的实质。
动力总成悬置系统固有频率一定的情况下，在低频范围内，主动端和被动端结构的刚度对力传递性能影响较小。随着频率的升高，主动端和被动端结构以及橡胶结构固有频率被激励，将导致传递力增大，而且对于主动端和被动端来说，结构越软，传递力越大，力出现的峰值频率也越低。
图6力传递性能分析
由图6可知，一旦动力总成悬置系统固有频率升高，力传递在整个频率范围内基本上都呈增大趋势，这点对低频性能来说更为重要。
总之，从优化力传递性能上，仍然要求较高的主动端和被动端结构刚度，以及较低的悬置刚度。
四、主被动侧隔振率计算
通过在主动侧加载单位扭矩和单位力，还可以计算单个悬置的隔振，并通过调整悬置橡胶材料的硬度来改变悬置刚度，来分析悬置刚度对隔振率的影响，施加的扭矩和力见图7。
图7 怠速激振力和激振力矩
通过提取主被动端的振动加速度，然后进行时域到频域的转换后，可以计算得到某一关注频率处的隔振率，见图8-图10。
图8 主被动端振动加速度提取
图9时域到频域傅里叶变换
图10 隔振率计算
可能是由于车身侧支架是直接约束六个自由度，分析并没有考虑传动轴-轮毂-悬架传递路径对车身振动的影响，以及三个悬置振动分别作用在车身上后相互干扰的影响，也没有考虑车身刚度的影响，因此总的来说，分析得到的隔振量将比实际结果大，达到了60db,但该仿真分析方法了解悬置自身的隔振性能还是具有意义的。
包括车架以及蓄电池支架以及整个动力总成重量以及惯量参数的模型也可以在abaqus中建立，考虑这些因素后计算得到的主被动端振动加速度已经接近实际测试结果，更有参考价值。
图12 包含动力总成及车体的悬置隔振分析模型
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图1 悬置子系统简图
powertrain support structure
主要功能是支撑powetrain-side bracket
此结构对powertrain-side bracket动态性能影响较大，必须将刚度做的很大
powertrain-side bracket
连接动力总成与悬置
支架动态性能影响悬置子系统高频隔振性能，支架的共振会对nvh性能产生较大影响
mount insert
连接橡胶与powertrain-side bracket
一般与powertrain-side bracket紧固装配
mount elastomeric
悬置结构高频动刚度硬化需要考虑
body-side bracket/mount structure
二者通过螺栓连接或焊接，应该作为一个整体分析。动态性能及共振问题会严重影响nvh性能
body support structure
车身的一部分，通常会进行局部加强
图1再简化可以简化为图2就可以推导出振动经过车身连接点至车内噪声或振动的传递函数公式：
其中：
式中：
x1(ω)：发动机侧支架在悬置连接处的位移
r(ω)：发动机侧支架在连接发动机处的位移
mb1(ω)：位移从发动机侧支架连接悬置处到连接发动机处的放大系数
k(ω)：悬置在各个频率下的动刚度
x2(ω)：车身侧支架连接悬置处的位移
k(ω) ·[x2(ω)-x1(ω)]：传递到车身侧支架连接悬置处的力
mb2：从车身侧支架连接body处到连接悬置处的力的放大系数
(p/f)ω：从车身侧支架连接body处到车内噪声的振声传函
从公式（1）中可以得出结论：悬置刚度越大、悬置两侧振幅差越大、车身侧支架力传递系数越大、车身连接点至车内噪声或振动的传递函数越大，车内噪声或振动可能越大。
图2 悬置子系统简化图
对于发动机侧支架（eng_bracket）来说，属于位移隔振，增大支架固有频率，降低激励频率与支架固有频率之比，可以降低支架顶端振幅。
对于对于悬置mount来说，悬置传递的力等于悬置动刚度乘以两侧支架位移差，因此低的动刚度可以降低通过悬置传递的力。
对于车身侧支架body_bracket来说，属于力隔振，将支架固有频率设计在激励频率之下不现实。因此增大支架固有频率，显著降低激励频率与支架固有频率之比可以减小力放大系数。
想要验证上面的说法，我们可以建立一个包括悬置橡胶主簧在内的单个悬置隔振模型，如图3所示。
图3 单个悬置隔振分析有限元模型
一、模态分析
通过这个包括动力总成侧支架+悬置+车身侧支架的有限元模型，可以进行单个悬置的模态分析，从分析结果中可以发现橡胶主簧会导致整个悬置存在密集的模态，最低阶350hz开始，这和橡胶的材料有关，比如图3这个模型计算出来的模态如图4所示。
在电动车悬置支架设计要求中就有这样的表述：使悬置内部共振频率尽可能小，并使不同悬置的内部共振频率分开一定频率间隔，避免悬置支架模态与悬置橡胶内部共振频率耦合。
图4 模态分析结果
二、加速度传递性能分析
利用这一模型，也可以计算单个悬置的加速度传递性能和力传递性能，通过改变车身侧支架和发动机侧支架的刚度，可以得到图5所示的加速度传递性能图。
图5 加速度传递性能分析
−从图中可知阶次隔振上存在较大浮动，峰值往往对应着悬置系统（支架或橡胶体或液压悬置动刚度硬化）零部件的共振，而谷值则与系统的传递函数的谷值对应。阶次上明显的隔振下降段并不能说明太多的问题，首先阶次隔振上的谷值对应着传递函数上的谷值，但峰值往往对应着结构的共振频率，因此当主动端支架的谷值与被动端结构的峰值在频率上对齐时，往往表象上看阶次隔振不足。
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三、力传递性能分析
以上模型也可以进行力传递性能分析，力传递最能代表悬置系统隔振的实质。
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图6力传递性能分析
由图6可知，一旦动力总成悬置系统固有频率升高，力传递在整个频率范围内基本上都呈增大趋势，这点对低频性能来说更为重要。
总之，从优化力传递性能上，仍然要求较高的主动端和被动端结构刚度，以及较低的悬置刚度。
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通过在主动侧加载单位扭矩和单位力，还可以计算单个悬置的隔振，并通过调整悬置橡胶材料的硬度来改变悬置刚度，来分析悬置刚度对隔振率的影响，施加的扭矩和力见图7。
图7 怠速激振力和激振力矩
通过提取主被动端的振动加速度，然后进行时域到频域的转换后，可以计算得到某一关注频率处的隔振率，见图8-图10。
图8 主被动端振动加速度提取
图9时域到频域傅里叶变换
图10 隔振率计算
可能是由于车身侧支架是直接约束六个自由度，分析并没有考虑传动轴-轮毂-悬架传递路径对车身振动的影响，以及三个悬置振动分别作用在车身上后相互干扰的影响，也没有考虑车身刚度的影响，因此总的来说，分析得到的隔振量将比实际结果大，达到了60db,但该仿真分析方法了解悬置自身的隔振性能还是具有意义的。
包括车架以及蓄电池支架以及整个动力总成重量以及惯量参数的模型也可以在abaqus中建立，考虑这些因素后计算得到的主被动端振动加速度已经接近实际测试结果，更有参考价值。
图12 包含动力总成及车体的悬置隔振分析模型
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