導讀：我們通常做懸置子系統分析，往往是支架和懸置元件單獨分析的，支架會進行模態、動剛度分析，而懸置元件通過會進行動靜剛度分析，少有人把它們合在一起分析的。如果進行一番這種嘗試會得到一些什么樣的結論呢？

圖1是一個懸置的子系統簡圖，各部分的功能分解如下：

圖1懸置子系統簡圖

Powertrain Support Structure

主要功能是支撐Powetrain-Side Bracket

此結構對Powertrain-Side Bracket動態性能影響較大，必須將剛度做的很大

Powertrain-Side Bracket

連接動力總成與懸置

支架動態性能影響懸置子系統高頻隔振性能，支架的共振會對NVH性能產生較大影響

Mount Insert

連接橡膠與Powertrain-Side Bracket

一般與Powertrain-Side Bracket緊固裝配

Mount Elastomeric

懸置結構高頻動剛度硬化需要考慮

Body-Side Bracket/Mount Structure

二者通過螺栓連接或焊接，應該作為一個整體分析。動態性能及共振問題會嚴重影響NVH性能

Body Support Structure

車身的一部分，通常會進行局部加強

圖1再簡化可以簡化為圖2就可以推導出振動經過車身連接點至車內噪聲或振動的傳遞函數公式：

其中：

式中：

X1(ω)：發動機側支架在懸置連接處的位移

R(ω)：發動機側支架在連接發動機處的位移

MB1(ω)：位移從發動機側支架連接懸置處到連接發動機處的放大系數

K(ω)：懸置在各個頻率下的動剛度

X2(ω)：車身側支架連接懸置處的位移

K(ω) ·[X2(ω)-X1(ω)]：傳遞到車身側支架連接懸置處的力

MB2：從車身側支架連接Body處到連接懸置處的力的放大系數

(P/F)ω：從車身側支架連接Body處到車內噪聲的振聲傳函

從公式（1）中可以得出結論：懸置剛度越大、懸置兩側振幅差越大、車身側支架力傳遞系數越大、車身連接點至車內噪聲或振動的傳遞函數越大，車內噪聲或振動可能越大。

圖2 懸置子系統簡化圖

對于發動機側支架（Eng_bracket）來說，屬于位移隔振，增大支架固有頻率，降低激勵頻率與支架固有頻率之比，可以降低支架頂端振幅。

對于對于懸置Mount來說，懸置傳遞的力等于懸置動剛度乘以兩側支架位移差，因此低的動剛度可以降低通過懸置傳遞的力。

對于車身側支架Body_bracket來說，屬于力隔振，將支架固有頻率設計在激勵頻率之下不現實。因此增大支架固有頻率，顯著降低激勵頻率與支架固有頻率之比可以減小力放大系數。

想要驗證上面的說法，我們可以建立一個包括懸置橡膠主簧在內的單個懸置隔振模型，如圖3所示。

圖3 單個懸置隔振分析有限元模型

一、模態分析

通過這個包括動力總成側支架+懸置+車身側支架的有限元模型，可以進行單個懸置的模態分析，從分析結果中可以發現橡膠主簧會導致整個懸置存在密集的模態，最低階350HZ開始，這和橡膠的材料有關，比如圖3這個模型計算出來的模態如圖4所示。

在電動車懸置支架設計要求中就有這樣的表述：使懸置內部共振頻率盡可能小，并使不同懸置的內部共振頻率分開一定頻率間隔，避免懸置支架模態與懸置橡膠內部共振頻率耦合。

圖4 模態分析結果

二、加速度傳遞性能分析

利用這一模型，也可以計算單個懸置的加速度傳遞性能和力傳遞性能，通過改變車身側支架和發動機側支架的剛度，可以得到圖5所示的加速度傳遞性能圖。

圖5 加速度傳遞性能分析

?從圖中可知階次隔振上存在較大浮動，峰值往往對應著懸置系統（支架或橡膠體或液壓懸置動剛度硬化）零部件的共振，而谷值則與系統的傳遞函數的谷值對應。階次上明顯的隔振下降段并不能說明太多的問題，首先階次隔振上的谷值對應著傳遞函數上的谷值，但峰值往往對應著結構的共振頻率，因此當主動端支架的谷值與被動端結構的峰值在頻率上對齊時，往往表象上看階次隔振不足。

對于懸置系統隔振，最優先考慮的仍然是增大主動端和被動端結構的剛度，而降低懸置的剛度。

三、力傳遞性能分析

以上模型也可以進行力傳遞性能分析，力傳遞最能代表懸置系統隔振的實質。

動力總成懸置系統固有頻率一定的情況下，在低頻范圍內，主動端和被動端結構的剛度對力傳遞性能影響較小。隨著頻率的升高，主動端和被動端結構以及橡膠結構固有頻率被激勵，將導致傳遞力增大，而且對于主動端和被動端來說，結構越軟，傳遞力越大，力出現的峰值頻率也越低。

圖6力傳遞性能分析

由圖6可知，一旦動力總成懸置系統固有頻率升高，力傳遞在整個頻率范圍內基本上都呈增大趨勢，這點對低頻性能來說更為重要。

總之，從優化力傳遞性能上，仍然要求較高的主動端和被動端結構剛度，以及較低的懸置剛度。

四、主被動側隔振率計算

通過在主動側加載單位扭矩和單位力，還可以計算單個懸置的隔振，并通過調整懸置橡膠材料的硬度來改變懸置剛度，來分析懸置剛度對隔振率的影響，施加的扭矩和力見圖7。

圖7怠速激振力和激振力矩

通過提取主被動端的振動加速度，然后進行時域到頻域的轉換后，可以計算得到某一關注頻率處的隔振率，見圖8-圖10。

圖8 主被動端振動加速度提取

圖9時域到頻域傅里葉變換

圖10 隔振率計算

可能是由于車身側支架是直接約束六個自由度，分析并沒有考慮傳動軸-輪轂-懸架傳遞路徑對車身振動的影響，以及三個懸置振動分別作用在車身上后相互干擾的影響，也沒有考慮車身剛度的影響，因此總的來說，分析得到的隔振量將比實際結果大，達到了60dB,但該仿真分析方法了解懸置自身的隔振性能還是具有意義的。

包括車架以及蓄電池支架以及整個動力總成重量以及慣量參數的模型也可以在ABAQUS中建立，考慮這些因素后計算得到的主被動端振動加速度已經接近實際測試結果，更有參考價值。

圖12 包含動力總成及車體的懸置隔振分析模型

審核編輯：劉清