沙灘車動力總成懸置系統(tǒng)模態(tài)分析及優(yōu)化

朱紅霞, 樓貴東, 卓耀彬, 柳維好, 游張平, 江潔

（1.浙江濤濤車業(yè)股份有限公司，浙江 麗水323000；2.麗水學院 工學院，浙江 麗水323000）

0 引言

本文所述的新型沙灘車[1-2]動力總成包括發(fā)動機、齒輪減速箱和發(fā)電機等元部件，其安裝在懸置支架上。區(qū)別于舊款車型的剛性聯(lián)接方式，動力總成懸置支架通過4個橡膠緩沖套筒[3]柔性安裝在車身框架上，緩沖套筒起到減低和隔離動力總成振動的作用，從而提高駕駛的舒適度。

由于慣性和氣體壓力等因素，發(fā)動機在運轉時會產(chǎn)生周期性振動，從而激發(fā)車身框架的振動，降低駕駛的舒適性。當沙灘車處于怠速狀態(tài)時，發(fā)動機的振動則是引起車身振動的主要激振源。因此，本文對動力總成、懸置支架和車身框架構成的系統(tǒng)進行結構模態(tài)分析[4]，尋找系統(tǒng)的共振頻率及結構薄弱環(huán)節(jié)，并針對薄弱環(huán)節(jié)，提出對應的優(yōu)化方法。動力總成懸置系統(tǒng)模態(tài)分析結果有助于優(yōu)化發(fā)動機的轉速控制策略，為后續(xù)動力學分析和減振優(yōu)化提供依據(jù)。

1 動力總成懸置系統(tǒng)模態(tài)分析

本文應用Abaqus[5]軟件進行動力總成懸置系統(tǒng)的模態(tài)分析及優(yōu)化。

1.1 動力總成懸置系統(tǒng)模型

新型沙灘車整車系統(tǒng)包括動力總成、車身、前輪、后輪、懸架、轉向等部分，如圖1所示?；诜治鰟恿偝蓪嚿碚駝佑绊懙哪康?，首先建立動力總成懸置系統(tǒng)簡化的三維實體模型，再導入Abaqus軟件，形成動力總成懸置系統(tǒng)有限元分析模型如圖2所示。此模型忽略了車輪、轉向、懸架等結構部分，保留動力總成、車身框架、懸置支架和緩沖套筒等關鍵結構。由于動力總成真實結構復雜，為了提高計算效率，對其作相應簡化處理。

圖1 新型沙灘車

圖2 動力總成懸置系統(tǒng)有限元模型

1.2 材料定義和網(wǎng)格劃分

車身框架、懸置支架和動力總成等材質(zhì)為碳鋼，緩沖套筒夾層材質(zhì)為氫化丁腈橡膠[6]，各材料的物理特性參數(shù)如表1所示。網(wǎng)格類型采用十結點二次四面體單元C3D10。對緩沖套筒等聯(lián)接處進行網(wǎng)格細化處理，如圖2所示。

表1 各材料物理特性參數(shù)

1.3 建立分析步

動力總成懸置系統(tǒng)通過懸架系統(tǒng)浮動支撐在前、后車輪之上，因此對分析模型不施加任何固定約束。由于發(fā)動機最高轉速為7500 r/min，對應最高諧波振動頻率為125 Hz，因此建立線性攝動-頻率分析步，頻率提取范圍設為1～150 Hz。

1.4 模態(tài)分析結果

表2 動力總成懸置系統(tǒng)模態(tài)分析結果

動力總成懸置系統(tǒng)模態(tài)分析結果如表2所示。

第1階模態(tài)頻率為57.71 Hz，其振型如圖3所示，這是由于動力總成支撐方式類似于懸臂梁結構，且聯(lián)接處橡膠的剛性較弱，易引起動力總成側向傾倒。

圖3 第1階模態(tài)振型

第2階模態(tài)頻率為74.047 Hz，其振型如圖4所示，這是由于裝配工藝需求，車身框架高度方向存在五邊形孔結構，且在五邊形孔的上端剛性較弱，易引起車身框架在此方向上的上下竄動。

圖4 第2階模態(tài)振型

第3階模態(tài)頻率為104.05 Hz，其振型如圖5所示，這是由于車身框為窄長型，在長度方向剛性較弱，易引起車身框架前后扭轉。

第4階模態(tài)頻率為133.89 Hz，其振型如圖6所示，這是由于橡膠的剛性較弱，動力總成質(zhì)量較大，易引起動力總成整體向下竄動。第5階模態(tài)頻率為137.45 Hz，其振型如圖7所示，其頻率值與第4階模態(tài)相近，形成原因也類似。

圖5 第3階模態(tài)振型

圖6 第4階模態(tài)振型

圖7 第5階模態(tài)振型

從以上各階模態(tài)振型與活塞運動方向來分析，第3階模態(tài)振動方向與活塞運動方向相近，易引起車身框架的共振，是懸置系統(tǒng)結構的薄弱環(huán)節(jié)，應予以加強，對應發(fā)動機轉速約為4443 r/min，應避免發(fā)動機長期工作在此轉速附近。第4、5階模態(tài)頻率超過發(fā)動機最高工作頻率約8%，影響較小。

2 動力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化分析

2.1 車身框架優(yōu)化

如圖4所示，車身框架的五邊形孔結構是整個懸置系統(tǒng)的薄弱環(huán)節(jié)，針對此薄弱環(huán)節(jié)，對車身框架進行結構優(yōu)化處理，在五邊形孔上下方向增加兩個加強桿，從而增加車身框架在此方向上的剛度，如圖8所示。

圖8 動力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化后有限元模型

2.2 系統(tǒng)優(yōu)化前后模態(tài)分析結果對比

保持車身框架、懸置支架、動力總成、緩沖套筒夾層等材質(zhì)不變，系統(tǒng)的邊界約束條件也不變，優(yōu)化后的動力總成懸置系統(tǒng)模態(tài)分析結果如表3所示。

由表2和表3的對比可以看出優(yōu)化前后動力總成懸置系統(tǒng)模態(tài)的變化情況如下：

1)第1、4和5階系統(tǒng)模態(tài)由于和車身框架剛度關聯(lián)性不大，所以優(yōu)化前后變化不大。

2)由于車身框架剛度的提高，優(yōu)化后的第2階模態(tài)頻率提高到92.473 Hz，其振型如圖9所示，與優(yōu)化前模態(tài)振型（如圖4）對比可知，由于車身框架剛度較好，優(yōu)化后振動主要表現(xiàn)在動力總成的上下竄動方面，車身框架并沒有隨之發(fā)生大的位移變化，可見車身框架的結構優(yōu)化達到了較好的效果。

表3 優(yōu)化后動力總成懸置系統(tǒng)模態(tài)分析結果

圖9 優(yōu)化后第2階模態(tài)振型

3)優(yōu)化后的第3階模態(tài)頻率提高到112.80 Hz，其振型如圖10所示，與優(yōu)化前模態(tài)振型（如圖5）對比可知，優(yōu)化前后的振型基本不變，只是由于整體剛度提高，模態(tài)頻率提高了約8.75 Hz。

圖10 優(yōu)化后第3階模態(tài)振型

3 結論

1）建立包括動力總成、車身框架、懸置支架和緩沖套筒等關鍵結構的新型沙灘車動力總成懸置系統(tǒng)有限元分析模型。

2）計算得到發(fā)動機最高工作頻率范圍內(nèi)的共5階模態(tài)頻率和振型，并分析各階模態(tài)振型形成的原因。

3）分析得第3階模態(tài)振動方向與活塞運動方向相近，易引起車身框架的共振，是懸置系統(tǒng)結構的薄弱環(huán)節(jié)，針對此薄弱環(huán)節(jié)，對車身框架進行優(yōu)化，通過優(yōu)化前后的懸置系統(tǒng)模態(tài)分析結果的對比分析，優(yōu)化達到較好的效果。

4）動力總成懸置系統(tǒng)模態(tài)分析結果為發(fā)動機控制策略優(yōu)化提供參考，也是后續(xù)的動力總成懸置系統(tǒng)動力學分析和減振優(yōu)化的基礎。