纯电汽车后副车架力传递与隔振特性研究.pdf
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1、重型汽车HEAVY TRUCK10纯电汽车后副车架纯电汽车后副车架力传递与隔振特性研究力传递与隔振特性研究将车身缩减成一个质量点,则副车架与将车身缩减成一个质量点,则副车架与车身组成的振动系统则可简化成图 1 所车身组成的振动系统则可简化成图 1 所示,其中质量 M示,其中质量 Mmm代表车身质量,车身代表车身质量,车身与车架之间的衬套参数则可表达为弹性与车架之间的衬套参数则可表达为弹性系数 Km和力阻 Rm。理想情况下,设弹簧端受力后振幅为 0,圆周振动频率为 的位移 1。则位移与频率的关系为:取 车 身 质 量取 车 身 质 量为为 Mm的 振 动 系的 振 动 系统参考点选为 O,统参考
2、点选为 O,当位移为当位移为,速,速度 为 v,弹 簧 在度 为 v,弹 簧 在受力振动过程中,受力振动过程中,则其相对位移为 则其相对位移为-1,将公式,将公式(1)代入,建立(1)代入,建立车身振动方程并化简,得车身振动方程并化简,得 (2)(2)根据位移传递比,对圆周振动比取根据位移传递比,对圆周振动比取导数,得到位移传递比极大值时的频率导数,得到位移传递比极大值时的频率为 f为 f 其中 其中,f,f0 0为车身振动系为车身振动系统的固有频率。当悬架与车身之间存在统的固有频率。当悬架与车身之间存在衬套等阻尼连接件时,则车身端会表现衬套等阻尼连接件时,则车身端会表现出不同的振动特性,如图
3、 2,阻尼较大出不同的振动特性,如图 2,阻尼较大时,车身端表现出较小的振动值。因此,时,车身端表现出较小的振动值。因此,在符合安全性的前提下,会考虑优化阻在符合安全性的前提下,会考虑优化阻尼,来提升悬架的隔振效果。尼,来提升悬架的隔振效果。2 整车路噪有限元建模与底盘传递特性分析2.1 整车有限元路噪模型整车模型主要包括底盘系统、动力排气总成、带内饰件车身(TB)系统等部件。在组建整车模型的过程中,利用 RBE2、BEAM、BAR、BUSH 等单元将 TB 子系统、底盘系统、动力总成等有限元模型连接成整车模型。副车架以壳单元模拟,壳单元平均尺寸为 5mm,部件间的连接用 RBE2单元模拟。由
4、于副车架结构的主要变形类型为弯曲,参数化几何模型进行网格划分,设置单元格最小尺寸为2.5mm,如副车架材料为汽车结构钢,弹性模量为 206GPa,泊松比为 0.3,密度为7.8ET/mm3,屈服极限为 345MPa。与衬套连接采用 BUSH 单元模拟,与引言引言纯电汽车由于没有发动机噪声的掩纯电汽车由于没有发动机噪声的掩蔽,影响乘坐者的舒适性,中低频路噪蔽,影响乘坐者的舒适性,中低频路噪产生的车内噪声已成为市场反馈最为激产生的车内噪声已成为市场反馈最为激烈的问题。对于此问题,国内外学者和烈的问题。对于此问题,国内外学者和整车厂进行了大量的研究。为了排查根整车厂进行了大量的研究。为了排查根源,在
5、有限元模型中分析传递路径时,源,在有限元模型中分析传递路径时,分别进行了激励载荷识别和传递路径的分别进行了激励载荷识别和传递路径的深入研究,其中优化传递路径的方式深入研究,其中优化传递路径的方式较为常见。建立整车有限元仿真模型较为常见。建立整车有限元仿真模型后,根据实际工况传递路径分析方法后,根据实际工况传递路径分析方法(OTPA:Operation Transfer Path(OTPA:Operation Transfer Path Analysis)Analysis)进行输入路面激励输入,以进行输入路面激励输入,以获取车内路噪的输出。以整车的声-固获取车内路噪的输出。以整车的声-固耦合模型
6、的频率响应分析板件贡献量分耦合模型的频率响应分析板件贡献量分析,以及轮胎侧向刚度分析等,以进一析,以及轮胎侧向刚度分析等,以进一步优化车内噪声。但是,车内路噪主要步优化车内噪声。但是,车内路噪主要是由底盘传递产生,在对底盘悬架力传是由底盘传递产生,在对底盘悬架力传递特性的研究文献较为少见。鉴于此,递特性的研究文献较为少见。鉴于此,本文采用整车有限元分析和 Spindle 本文采用整车有限元分析和 Spindle Loads 激励力的分析方法,对某纯电三Loads 激励力的分析方法,对某纯电三厢轿车在粗糙路 60km/h 工况下的进行厢轿车在粗糙路 60km/h 工况下的进行路噪仿真计算,查找最
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