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懸置動(dòng)剛度 - 1
對(duì)于懸置動(dòng)剛度的測(cè)試，傳統(tǒng)方法是用動(dòng)剛度試驗(yàn)機(jī)來完成。但動(dòng)剛度試驗(yàn)機(jī)的頻率范圍通常只能到幾百Hz，而且只能得到平動(dòng)方向的動(dòng)剛度，無法考慮旋轉(zhuǎn)自由度。
近年來，隨著電動(dòng)汽車的迅猛發(fā)展，電驅(qū)懸置的設(shè)計(jì)需要更寬頻的動(dòng)剛度特性數(shù)據(jù)。此外，為了在研發(fā)過程中，能夠更早期的預(yù)測(cè)和把控整車NVH性能，部件TPA（C-TPA）技術(shù)以及虛擬樣車裝配（Virtual Prototype Assembly，簡(jiǎn)稱VPA）技術(shù)的應(yīng)用越來越廣泛，而VPA中往往還需要考慮旋轉(zhuǎn)自由度。因此，動(dòng)剛度試驗(yàn)機(jī)的局限性就越發(fā)凸顯了。而近年來，基于頻域子結(jié)構(gòu)理論的一些新的懸置動(dòng)剛度識(shí)別方法，逐漸成為了研究的熱點(diǎn)。
1 懸置動(dòng)剛度理論模型
懸置動(dòng)剛度的理論模型如圖1所示，2為懸置主動(dòng)端，3為懸置被動(dòng)端，F2為電驅(qū)作用到懸置上的載荷，F3為被動(dòng)端結(jié)構(gòu)（如副車架、車身）的反作用力，u2、u3分別為主被動(dòng)端的振動(dòng)位移。（F2、F3、u2、u3均為對(duì)應(yīng)6個(gè)自由度的向量）
圖1 懸置模型
根據(jù)動(dòng)剛度的定義，有：
其中：Z_22是主動(dòng)端原點(diǎn)6×6剛度矩陣；Z_33是被動(dòng)端原點(diǎn)6×6剛度矩陣；Z_23和Z_32則是主被動(dòng)端的6×6跨點(diǎn)剛度矩陣（根據(jù)互易性原理，二者應(yīng)相等），上標(biāo)m代表懸置（mount）。
F3實(shí)際上就是TPA中所說的被動(dòng)端結(jié)構(gòu)所承受的接觸力（Contact Force）或界面力（Interface Force）。顯然此時(shí)的F2和F3并不一定相等，也就是懸置主被動(dòng)兩側(cè)所承受的載荷是不同的。這一點(diǎn)和TPA中的常規(guī)假設(shè)實(shí)際上是不一致的。例如，我們?cè)诮?jīng)典TPA的懸置動(dòng)剛度載荷識(shí)別中，用到的公式：
實(shí)際上是基于如下兩個(gè)假設(shè)條件：
1）彈性元件質(zhì)量可忽略；
2）彈性元件各自由度間不存在耦合。
滿足上述兩個(gè)假設(shè)條件時(shí)，公式 (1) 動(dòng)剛度矩陣中的各塊陣就會(huì)有如下關(guān)系： ，此時(shí)就有了 ，即公式 (2) 。
2 子結(jié)構(gòu)理論中的動(dòng)剛度
子結(jié)構(gòu)A、B與懸置m構(gòu)成一個(gè)系統(tǒng)。假設(shè)在A的懸置連接2的位置，以及B的懸置連接3點(diǎn)位置分別作用有激勵(lì) F2A 和 F3B。
圖2 A-m-B系統(tǒng)動(dòng)剛度分析
將A-m-B系統(tǒng)，拆解為各個(gè)子結(jié)構(gòu)，并分別進(jìn)行受力分析，可得到如下方程：
進(jìn)行如下變換：等式左邊剛度矩陣的前兩行相加，后兩行相加，對(duì)應(yīng)等式右邊力向量的前兩行相加，后兩行相加，可以得到：
式右邊對(duì)應(yīng)的就是A-m-B系統(tǒng)的剛度矩陣 ZAmB，而這個(gè)系統(tǒng)動(dòng)剛度矩陣是可以通過實(shí)測(cè)的系統(tǒng)傳函矩陣 HAmB 求逆得到：
觀察系統(tǒng)動(dòng)剛度矩陣中的各塊陣，可以看到非對(duì)角位置的塊陣只與懸置動(dòng)剛度有關(guān)，而與A、B結(jié)構(gòu)無關(guān)。而這就是基于子結(jié)構(gòu)理論的懸置動(dòng)剛度識(shí)別方法的根本。
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