以得到结构系统的微分方程组。
式中：M为系统的总质量矩阵，C为系统的阻尼矩阵，K 系统的总刚度矩阵，u(t)为位移向量，为激励向量， 和 为系统的加速度向量和速度向量，
看成是由一系列的简谐运动叠加而成，各节点位移可表示为式中：Q 为节点振幅，ωn 为固有频率， 为初始相位角。联立公式（2）和公式（3）可得当支架产生振动时Q 不为0，则公式（4）可写为公式（5）为关于 的支架系统质量矩阵为确定值，所以可求得该方程关于特征值及特征向量，也就是支架系统的固有频率和结构振型。
起支架系统共振，从而通过车身前横梁与纵梁向车内辐射噪声。
2.2 压缩机支架模态测试
图1 空调压缩机支架
图2 噪声频谱图
图3 压缩机本体振动频谱图
本测试应用LMS Test. Lab 测试系统中的Impact Testing 模
块进行数据测试采集。使用力锤敲击空气压缩机支架+X、+Y 和+Z 三个方向。本测试在整车状态下完成，在压缩机本体、压缩机支架、横梁、纵梁和水泵布置6只加速度传感器，对压缩机支架进行模态测试。前文分析可知，振动能量主要集中在低频，并且支架的结构动态特性主要取决于其低阶模态。即外界由于压缩机
产生的激振频率会与支架低阶模态频率相近，因此主要对100 Hz 以内的频率和振型进行分析和计算。
4 优化方案及验证
4.1 优化方案确定
基于以上分析结果，可以确定压缩机在工作中的某个特定转
速下与压缩机支架产生共振，导致整车在怠速开空调工况下振动噪声明显。考虑到以上试验及仿真结果可知，产生共振的原因主要是压缩机支架为钣金件，且刚度过小，导致固有频率太低。为了避免压缩机与支架产生共振，考虑到在尽量不更换其他零件的
情况下，对压缩机支架结构进行优化，以提高其模态频率。
图4 压缩机支架模态测试
3 有限元模态分析
本文采用HyperWorks 软件对压缩机支架系统模态进行求
解。首先，使用HyperMesh 工具建立了支架系统的有限元模型，包括几何建模、网格划分、材料属性和加载条件的定义。随后，
通过OptiStruct 求解器执行了模态分析，确定了结构的固有频率和振动模态。最后，使用HyperView 进行结果后处理，得到模态频率、振型等信息。3.1 模型的建立
为了体现压缩机支架的实际工作特性，本文对压缩机的约束
模态进行分析。建立了压缩机支架的三维模型，将三维模型导入仿真软件HyperMesh 中，采用四面体单元进行划分网格，网格尺寸为2 mm，单元总数为314 002，节点总数为73 394。定义
材料属性，其中弹性模量为7.1×104 MPa，泊松比为0.33，密度
为2 700 kg/mm 3。确定了各单元连接方式，为充分体现整车状态，图5有限元模型
图6 优化前支架的仿真分析
表1 有限元模态与试验模态对比
模态对比频率/Hz
误差百分比有限元模态试验模态误差一阶模态26.28
26.800.52
1.9%
二阶模态64.6663.49-1.17 1.8%三阶模态
70.6372.33
1.52
北京电动汽车2.4%
的问题，通过频谱分析及模态试验等手段，确定了问题为压缩机支架与压缩机本体共振所致。基于以上分析，对压缩机支架进行了结构优化，通过增加三角筋板、拉板及压边等方式提升了压缩机支架刚度，并再次对其进行了仿真与测试，结果发现压缩机支架模态频率提升显著，而且整车在怠速开空调工况下噪声改善明显，为纯电动汽车领域空调压缩机支架的NVH 性能研究提供了
案例支持。
图7 优化后支架结构
4.2 验证分析
采取以上改进措施后，再次对压缩机支架结构在
HyperWorks 软件中进行模态仿真计算，得到改进后的压缩机支
架系统的固有频率和振型。其中，一阶模态提升至为173.30 Hz，远大于原状态压缩机支架仿真计算得到的一阶固有频率24.36 Hz ；二阶模态为202.87 Hz，三阶模态为307.68 Hz，均有较大的提升，
【参考文献】[1]何志刚.大客车车身结构强度及刚度分析[J].机械研究与应
用,2001(04):4-6.
[2]刘玉博.某汽车变速箱箱体振动模态研究[D].沈阳：沈阳理工大学,2021.
[3]胡海岩.机械振动基础[M].哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社,2004.[4]沃德•海伦，斯蒂芬•拉门兹，波尔•萨斯.模态分析理论与试验[M].白化同，郭继忠，译.北京：北京理工大学出版社,2001.
[5]
李嘉通，向宇，靳江涛，等.某车型空调压缩机支架NVH 性能分析与优化[J].机械设计与制造,2015(03):58-61+64.
作者简介:
李永越，硕士，助教，研究方向为汽车NVH 试验与仿真。
图8 优化后的支架仿真分析
图9 支架优化后的噪声频谱图
发布评论