基于模態(tài)聲傳遞向量的分動器箱體NVH特性分析

劉勇，陳黎卿

(安徽農(nóng)業(yè)大學(xué) 工學(xué)院，安徽 合肥 230036)

基于模態(tài)聲傳遞向量的分動器箱體NVH特性分析

劉勇，陳黎卿

(安徽農(nóng)業(yè)大學(xué) 工學(xué)院，安徽 合肥 230036)

以四驅(qū)汽車軸間分動器箱體為研究對象，獲得分動器箱體的噪聲、振動與聲振粗糙度(Noise、Vibration、Harshness，NVH)特性。建立分動器箱體有限元模型，將分動器箱體有限元仿真模態(tài)與試驗?zāi)B(tài)結(jié)果進(jìn)行對比分析；基于Adams構(gòu)建分動器齒輪傳動系統(tǒng)動力學(xué)模型，提取分動器工作時軸承處的加速度響應(yīng)作為激勵信號，獲得分動器箱體的強(qiáng)迫振動響應(yīng)特性；采用模態(tài)聲傳遞向量(modal accoustic transfer vector,MATV)計算得到分動器箱體結(jié)構(gòu)輻射聲場，得到對輻射噪聲峰值頻率影響較大的模態(tài)，對分動器箱體鋪設(shè)阻尼層。優(yōu)化前后結(jié)果對比顯示：對分動器箱體優(yōu)化后,有效降低了分動器箱體峰值頻率處的聲壓幅值，取得了較好的降噪效果。

分動器；NVH特性；模態(tài)分析；輻射聲場；模態(tài)聲傳遞向量；自由阻尼

分動器是四驅(qū)汽車實現(xiàn)軸間動力分配的關(guān)鍵總成部件，結(jié)構(gòu)設(shè)計的好壞直接影響四驅(qū)汽車的傳動系統(tǒng)性能[1]。國內(nèi)外諸多學(xué)者對分動器的結(jié)構(gòu)設(shè)計、匹配優(yōu)化以及控制策略進(jìn)行了研究。文獻(xiàn)[2]針對發(fā)動機(jī)與電機(jī)扭矩協(xié)同控制問題，建立系統(tǒng)動態(tài)模型并提出控制策略；文獻(xiàn)[3]對四驅(qū)汽車分動器的動力分配進(jìn)行了大量研究，利用計算機(jī)仿真對分動器傳動部分進(jìn)行分析，并通過試驗驗證仿真的正確性，且從可適應(yīng)性設(shè)計與可重構(gòu)性設(shè)計兩個角度考慮提出改善分動器設(shè)計的最優(yōu)方案；文獻(xiàn)[4]針對汽車分動器非圓行星差速器進(jìn)行概念研究。但目前針對分動器NVH特性的研究尚不多見。隨著汽車行業(yè)的不斷發(fā)展，分動器齒輪箱的設(shè)計正朝著輕量化、智能化的方向高速發(fā)展，因此分動器的NVH問題變得尤為突出。齒輪作為變速箱中的主要傳動部件，齒輪振動會引起其他相關(guān)部件的振動和噪聲，從而影響整車的工作性能和駕乘舒適性。

本文以某汽車分動器箱體為研究對象，進(jìn)行由齒輪激勵產(chǎn)生的分動器箱體振動和輻射噪聲特性分析，并在此基礎(chǔ)上進(jìn)行分動器箱體的優(yōu)化設(shè)計。

1 分動器箱體有限元模型建立

圖1 分動器箱體有限元模型

以某款四驅(qū)汽車分動器箱體為研究對象，利用Hypermesh軟件建立三維有限元模型。由于分動器箱體結(jié)構(gòu)和形狀復(fù)雜，劃分有限元網(wǎng)格前對其作適當(dāng)處理[5-6]：

1)忽略工藝孔、小倒角、過渡圓角、凸臺等對殼體結(jié)構(gòu)影響較小的部分；

2)采用四面體和六面體對分動器箱體進(jìn)行混合模擬，螺栓采用RBE2模擬。

基于Hypermesh軟件建立分動器箱體有限元模型，如圖1所示。模型的網(wǎng)格單元平均邊長為10 mm，節(jié)點數(shù)332 724個，四面體單元309 993個。在自由邊界條件下采用Block Lanczos方法進(jìn)行分動器箱體模態(tài)分析。

為了驗證模型的準(zhǔn)確性，對分動器箱體進(jìn)行試驗?zāi)B(tài)分析，采用單點激振、多點拾振的試驗方法，由力錘發(fā)出激勵信號、加速度傳感器拾取響應(yīng)信號，測試系統(tǒng)采用動態(tài)數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)，箱體模態(tài)試驗如圖2所示,結(jié)果如表1所示。

由表1可知：分動器箱體的有限元模態(tài)數(shù)值和試驗數(shù)值誤差在5%以內(nèi)，驗證了所建有限元模型的準(zhǔn)確性。

圖2 試驗?zāi)B(tài)測試

表1 計算模態(tài)與試驗?zāi)B(tài)對比

2 分動器箱體振動響應(yīng)分析

引起分動器箱體振動的主要動態(tài)激勵是齒輪激勵[7-10]，通過Adams仿真軟件對齒輪傳動系統(tǒng)進(jìn)行動力學(xué)仿真計算，得到分動器齒輪與分動器箱體軸承連接處的動態(tài)激勵，將齒輪激勵力作為邊界條件，計算基于模態(tài)的振動響應(yīng)，得到箱體表面的振動加速度響應(yīng),此響應(yīng)作為下一步分動器箱體輻射噪聲計算的邊界條件。

分動器為兩級齒輪傳動，第一級傳動為圓柱斜齒輪傳動，第二級傳動為錐齒輪傳動，齒輪建模參數(shù)如表2所示。基于三維模型導(dǎo)入Adams軟件，建立分動器兩級傳動系統(tǒng)動力學(xué)仿真模型，如圖3所示。

表2 分動器兩級齒輪參數(shù)

圖3 分動器傳動部件動力學(xué)仿真模型

圖4 激勵力頻域

仿真時間設(shè)置為5 s，步長為0.01，第一級齒輪輸入扭矩290 N·m，分動器箱體軸承處的激勵力頻域結(jié)果如圖4所示。

在對四驅(qū)車輛分動器力學(xué)性能分析時只需要對汽車的四驅(qū)工況進(jìn)行分析[11-12]，主要分析發(fā)動機(jī)扭矩輸出最大且變速器處于1擋時，此時分動器達(dá)到極限工況。

圖5 731.10 Hz處振動加速度響應(yīng)云圖

由圖4得知：齒輪對箱體的激勵力在輪齒嚙合基頻(300 Hz)和倍頻(600、900、1 200 Hz)等頻率點附近出現(xiàn)峰值。將激勵力加載在各軸承處，計算得到殼體網(wǎng)格節(jié)點的振動加速度響應(yīng)數(shù)據(jù)，其中計算頻率733.10 Hz處的振動加速度響應(yīng)云圖如圖5所示(圖中數(shù)字的單位為m/s2)。

將分動器結(jié)構(gòu)網(wǎng)格上的振動加速度響應(yīng)數(shù)據(jù)添加在分動器的聲學(xué)邊界元網(wǎng)格上，作為分動器輻射噪聲聲場分析的振動邊界條件。

3 分動器箱體輻射聲場分析

為了得到分動器箱體聲場分布的頻率特性[13]，對分動器箱體輻射聲場進(jìn)行頻響分析。

3.1模態(tài)聲傳遞向量方法

模態(tài)聲傳遞向量方法是指考慮到結(jié)構(gòu)模態(tài)后，結(jié)構(gòu)模態(tài)參與因子與場點聲壓之間的一種線性關(guān)系[14]。

結(jié)構(gòu)振動的位移響應(yīng)可以通過模態(tài)線性疊加得到

u=Ωβ，

(1)

式中：u為結(jié)構(gòu)振動的位移響應(yīng)；Ω為結(jié)構(gòu)模態(tài)向量組成的矩陣；β為由模態(tài)參與因子構(gòu)成的向量，其物理意義為單元或節(jié)點在特定頻率下由單位模態(tài)響應(yīng)在聲場某點處引起的聲壓值。

將結(jié)構(gòu)振動的位移響應(yīng)u投影到結(jié)構(gòu)表面的法線方向上，得到結(jié)構(gòu)在法線方向上的振動速度

vn=jωΩnβ，

(2)

式中：j為復(fù)數(shù)中的虛部；ω為物體固有頻率；Ωn為由結(jié)構(gòu)的振動模態(tài)在結(jié)構(gòu)表面法線方向上的分矢量組成的矩陣。

由此可以得到聲場中任意點處的聲壓

P=βTjωΩnβ。

(3)

3.2聲學(xué)分析

抽取分動器箱體有限元模型表面，建立標(biāo)準(zhǔn)球形場點網(wǎng)格的邊界元模型，進(jìn)行輻射噪聲分析[15]，設(shè)定流體材料屬性為空氣，場點網(wǎng)格模型如圖6所示。采用模態(tài)聲傳遞向量法計算分動器箱體在外聲場的輻射噪聲如圖7所示。

對圖7峰值頻率進(jìn)行模態(tài)參與因子分析，識別出對峰值貢獻(xiàn)較大的幾階模態(tài)。當(dāng)峰值頻率為300 Hz時，模態(tài)參與因子最大的是第二階模態(tài)頻率1 120.91 Hz(計算得到的二階模態(tài)值，見表1)，其模態(tài)振型如圖8所示。

圖6 聲學(xué)場點圖 圖7 輻射噪聲聲壓響應(yīng)圖 圖8 第二階模態(tài)振型圖

從圖7中可以看出，在300、780 、1 382 Hz處，輻射噪聲出現(xiàn)了較大的峰值，需要對其優(yōu)化進(jìn)行降噪處理。

4 分動器箱體降噪設(shè)計

降低分動器箱體的輻射聲場，一是考慮改變分動器箱體的結(jié)構(gòu)，從而改變其內(nèi)部聲腔形狀來改變其聲學(xué)特性；二是減小箱體的振動，即通過提高箱體的剛度和添加阻尼兩種方法，本文選擇添加阻尼方法[16-17]。

對于殼體的附加阻尼處理，一般是將阻尼材料粘貼于振動強(qiáng)度較大的部位[18]。從阻尼材料耗能的角度分析，振動劇烈的部位能使阻尼材料的變形更為強(qiáng)烈，材料內(nèi)部摩擦耗能也更多。阻尼材料參數(shù)如表3所示。

表3 自由阻尼各層材料參數(shù)

圖9 模態(tài)振型 圖10 優(yōu)化后的殼體結(jié)構(gòu)

對分動器箱體輻射噪聲峰值頻率1 382 Hz影響最大的模態(tài)振型進(jìn)行分析，如圖9所示。在殼體振動最大的位置鋪設(shè)阻尼材料，如圖10所示，以減少分動器箱體的振動，從而使用較少的阻尼材料而達(dá)到較好的減振效果。

為了達(dá)到阻尼材料的最大利用率，在保證抑制箱體振動的同時減小阻尼的質(zhì)量，對阻尼層進(jìn)行尺寸優(yōu)化。首先對添加阻尼后的模型重新建立有限元模型，然后對尺寸參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)置，設(shè)計變量為阻尼層厚度，目標(biāo)函數(shù)為分動器箱體總體質(zhì)量最小，在保證箱體總質(zhì)量最小的情況下使降噪效果最優(yōu)，分別約束圖10中兩塊阻尼層中心點的位移，阻尼層的初始厚度設(shè)為4 mm。

經(jīng)過6次迭代結(jié)束，得到阻尼層厚度優(yōu)化結(jié)果如圖11所示。從圖10中可以看出阻尼層厚度的最終迭代結(jié)果為2.163 mm，考慮工藝的可實施性，選取阻尼層厚度為2 mm。

分動器箱體優(yōu)化前后輻射噪聲聲壓對比如圖12所示。由圖11可以看出，優(yōu)化后分動器箱體的總體輻射噪聲有所降低，聲壓均方根值較優(yōu)化前下降4.2 dB，特別是在1 382 Hz峰值頻率處降低了6.4 dB。

圖11 阻尼層厚度優(yōu)化結(jié)果 圖12 優(yōu)化前后輻射噪聲聲壓對比

5 結(jié)論

1)分動器箱體有限元仿真模態(tài)與試驗?zāi)B(tài)結(jié)果對比分析表明，分動器箱體有限元模態(tài)數(shù)值和試驗數(shù)值誤差在5%以內(nèi)，驗證了所建有限元模型的準(zhǔn)確性。

2)對分動器齒輪傳動系統(tǒng)進(jìn)行數(shù)學(xué)建模分析和軟件仿真分析，得到齒輪傳動系統(tǒng)的動態(tài)激勵力。將齒輪激勵力作為邊界條件，采用基于模態(tài)的強(qiáng)迫振動響應(yīng)方法計算得到分動器箱體的振動加速度響應(yīng)，將振動加速度響應(yīng)映射到聲學(xué)邊界元網(wǎng)格上作為分動器箱體輻射噪聲的邊界條件，建立聲學(xué)邊界元模型。以振動加速度信號作為邊界條件,采用模態(tài)聲傳遞向量方法計算分動器的輻射聲場,并對聲場響應(yīng)中的峰值頻率點進(jìn)行模態(tài)貢獻(xiàn)量分析，得到引起峰值頻率噪聲貢獻(xiàn)量較大的第二階模態(tài)。

3)以增加阻尼材料為手段進(jìn)行分動器箱體輻射噪聲優(yōu)化，優(yōu)化后分動器箱體的總體輻射噪聲有所降低，聲壓均方根值較優(yōu)化前下降4.2 dB，特別是在1 382 Hz峰值頻率處降低了6.4 dB。

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NVHCharacteristicAnalysisofTransferCaseBoxBasedonMATV

LIUYong,CHENLiqing

(SchoolofTechnology,AnhuiAgriculturalUniversity，Hefei230036,China)

The characteristics of noise, vibration and harshness (NVH) are obtained by taking the transfer case box of a four-wheel drive vehicle as the research object. A finite element model of the transfer case box is established and the simulation result of the model is comparatively analyzed with that of the test. The dynamic model of the transfer gear transmission system is constructed based on the Adams to extract the acceleration of the bearing as the excitation signal and also the forced vibration response characteristics of the shell of the actuator when the actuator works.The modal acoustic transfer vector(MATV) is used to calculate the radiated noise of the transfer case box and find the model which has more influence on the peak frequency of the radiated noise in order to optimize the laying of the damping layer of the transfer case box. The comparison before and after the optimization shows that the amplitude of the sound pressure at the peak frequency of the transfer case box is reduced,which achieves the noise reduction effect.

torque divider; NVH characteristic; modal analysis; radiated noise; MATV; free damping

U463.215

：A

：1672-0032(2017)03-0009-06

(責(zé)任編輯：楊秀紅)

2017-03-30

劉勇(1990—)，男，安徽宣城人，碩士研究生，主要研究方向為現(xiàn)代化汽車電子設(shè)計，E-mail：1554149269@qq.com.

10.3969/j.issn.1672-0032.2017.03.002