CAE分析解決后橋系統(tǒng)模態(tài)耦合共振問題

朱曉杰，任良順

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CAE分析解決后橋系統(tǒng)模態(tài)耦合共振問題

朱曉杰1，任良順2

（1.耐世特汽車系統(tǒng)（蘇州）有限公司，江蘇 蘇州 215026；2.上汽通用五菱汽車股份有限公司，廣西 柳州 545007）

隨著國內(nèi)車市發(fā)展，新生代家用車顧客對(duì)車的要求越來越高。相對(duì)前驅(qū)車型，后驅(qū)車傳動(dòng)鏈長、傳動(dòng)結(jié)構(gòu)復(fù)雜，傳動(dòng)系零部件容易受扭矩波動(dòng)激勵(lì)產(chǎn)生共振，并傳遞給車體，引起車體零部件加振，導(dǎo)致車內(nèi)噪聲顯著增加。為解決后橋共振引起的傳動(dòng)系統(tǒng)轟鳴問題，文章建立了后橋總成約束模態(tài)CAE分析模型，在車型設(shè)計(jì)前期計(jì)算出后橋總成約束模態(tài)及振型，匹配模態(tài)使后橋總成零部件約束模態(tài)避開傳動(dòng)系能量大的激勵(lì)頻率，顯著降低車輛振動(dòng)、提升整車內(nèi)噪聲學(xué)環(huán)境品質(zhì)。

CAE；后橋；約束模態(tài)；模態(tài)匹配

1 前言

汽車NVH性能越來越受客戶重視，汽車開發(fā)過程中噪聲與振動(dòng)控制尤為重要。其中動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)是整車NVH主要激勵(lì)源，顯著影響整車乘坐舒適性，合理匹配動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)模態(tài)以優(yōu)化整車NVH性能具有實(shí)際工程價(jià)值[1]。

在動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)噪聲控制中，需對(duì)動(dòng)力系統(tǒng)總成進(jìn)行匹配，從而避免激勵(lì)源與子系統(tǒng)以及子系統(tǒng)之間的模態(tài)耦合。本文建立了某微車后橋的有限元模型，計(jì)算了后橋總成約束模態(tài)和振型，并對(duì)模態(tài)頻率進(jìn)行了優(yōu)化以避開傳動(dòng)系能量大的激振頻率。對(duì)優(yōu)化前后的車內(nèi)噪聲進(jìn)行了對(duì)比驗(yàn)證，試驗(yàn)結(jié)果表明：后橋模態(tài)優(yōu)化后車內(nèi)噪聲下降了約6dB，車內(nèi)聲學(xué)環(huán)境得到了明顯改善。

2 CAE分析后橋模態(tài)工程價(jià)值

2.1 工程問題描述

在某一新車型開發(fā)過程中發(fā)現(xiàn)：變速器4檔和5檔，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速1500～2200rpm工況下，明顯感到車體有振動(dòng)，同時(shí)車內(nèi)有轟鳴聲產(chǎn)生，整車內(nèi)噪狀況惡化，無法滿足客戶需求。駕駛員耳旁噪聲檢測結(jié)果如圖1所示。

圖1 駕駛員耳邊噪聲

通過LMS軟件對(duì)錄制的噪聲進(jìn)行分析，確定車內(nèi)轟鳴聲由傳動(dòng)系扭矩波動(dòng)激勵(lì)引發(fā)后橋殼共振產(chǎn)生，如不能有效解決，整車內(nèi)噪超標(biāo)，新車型無法上市。因而，后橋殼共振問題解決迫在眉睫，以下將對(duì)該噪聲產(chǎn)生機(jī)理進(jìn)行分析，制定對(duì)策方案，并進(jìn)行驗(yàn)證分析。

使用LMS軟件對(duì)錄制的噪聲進(jìn)行分析發(fā)現(xiàn)：后橋殼發(fā)生彎曲共振。對(duì)后橋模態(tài)進(jìn)行了敲擊法測試發(fā)現(xiàn)：后橋殼X方向約束模態(tài)為70Hz，Z方向約束模態(tài)為65Hz，而發(fā)動(dòng)機(jī)1500～2200rpm對(duì)應(yīng)的傳動(dòng)系激振頻率范圍為50Hz～73.3Hz，正好包含后橋殼固有約束模態(tài)頻率。本案橋殼彎曲振動(dòng)發(fā)生在高檔中低速行駛工況中，該工況下傳動(dòng)系扭矩波動(dòng)率高，激振能量大，同時(shí)激振力頻率易與橋殼、傳動(dòng)軸等零件約束模態(tài)發(fā)生耦合，產(chǎn)生共振，并通過懸架傳遞給車體。產(chǎn)生共振的后橋殼結(jié)構(gòu)如圖2所示。

圖2 后橋詳細(xì)結(jié)構(gòu)

為提升整車內(nèi)噪聲品質(zhì)，需解決后橋殼共振問題。解決方法為：讓后橋殼總成約束模態(tài)避開發(fā)動(dòng)機(jī)1500～2200rpm工作狀態(tài)下的激振力頻率。即后橋殼約束模態(tài)低于50Hz，或高于73.3Hz。由于后橋殼總成是承載體，強(qiáng)度和剛度不能低，以免橋殼強(qiáng)度不足或變形過大，影響到橋殼自身及半軸軸承、半軸、懸掛支架等零部件的壽命，故橋殼模態(tài)應(yīng)高于73.3Hz。但橋殼約束模態(tài)無法通過經(jīng)驗(yàn)公式等傳統(tǒng)方法計(jì)算獲得，需尋找新方法準(zhǔn)確計(jì)算橋殼約束模態(tài)，確保改制后的橋殼滿足目標(biāo)和項(xiàng)目進(jìn)度，避免方案失敗、新開模具報(bào)廢，新車上市推遲。

經(jīng)過不斷研討和驗(yàn)證，成功建立了基于HyperMesh和ABAQUS有限元軟件的后橋模態(tài)計(jì)算方法，與測試結(jié)果相差在1.2Hz以內(nèi)。本方法首先搭建CAE模型，將傳動(dòng)軸和后懸架總成按照整車狀態(tài)進(jìn)行約束，并根據(jù)零件材料定義各零件的力學(xué)性能指標(biāo)和質(zhì)量，最終通過ABAQUS模態(tài)計(jì)算模塊計(jì)算后橋殼約束模態(tài)。

2.2 CAE模型的建立

首先使用HyperMesh軟件對(duì)后懸總成（后橋殼包含其中）、傳動(dòng)軸總成零部件進(jìn)行單元格劃分：殼單元基本尺寸為8×8mm，其中減速器殼、差速器殼等鑄件采用四面體網(wǎng)格；單元格劃分后將分析模型導(dǎo)入ABAQUS軟件并進(jìn)行零件間約束定義。模型初步搭建后，增加后懸架總成、傳動(dòng)軸總成與車身、地面及其他底盤件的連接約束。然后輸入零件材料參數(shù)，參數(shù)入表1所示，建立的有限元模型如圖3所示。

表1 后橋總成主要參數(shù)

2.3 后橋模態(tài)振型及優(yōu)化對(duì)比

通過CAE分析模型分析發(fā)現(xiàn)：共振橋殼（圖2 ）的“軸肩到下擺臂支架”之間的剛度不足，是橋殼Z向模態(tài)偏低的主要原因，如圖4所示。故需增加橋殼“軸肩到下擺臂支架”之間的剛度。同時(shí)發(fā)現(xiàn)：后橋后蓋部位的X方向彎曲剛度偏低也需加強(qiáng)。故模態(tài)提升方案為：增加4塊加強(qiáng)板（圖5），提高橋殼剛度低部位的抗彎截面系數(shù)，使橋殼X方向模態(tài)提高到70.8Hz，Z方向模態(tài)提高到74.3Hz。

圖4 后橋模態(tài)振型

圖5 后橋優(yōu)化方案

橋殼增加4塊加強(qiáng)板后裝車測試發(fā)現(xiàn)：后橋X方向模態(tài)由70Hz提升到71.5Hz，Z方向模態(tài)由65Hz提升到74.5Hz，與計(jì)算基本吻合，模態(tài)提升明顯。并進(jìn)行NVH評(píng)估發(fā)現(xiàn)：車內(nèi)轟鳴聲大幅降低，且剩余的轟鳴聲在很窄的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，改進(jìn)措施有效。改進(jìn)前后，駕駛員耳旁噪聲對(duì)比詳見圖6。

圖6 改進(jìn)前車內(nèi)噪聲曲線

3 結(jié)論

本文在對(duì)有限元法和模態(tài)理論深入理解的基礎(chǔ)上，建立了后橋模態(tài)分析模型，以匹配后橋模態(tài)頻率與傳動(dòng)系激振頻率，避免后橋零部件固頻與能量大的激勵(lì)頻率發(fā)生耦合產(chǎn)生共振。并通過試驗(yàn)驗(yàn)證使某車型駕駛員耳邊處噪聲峰值下降約6dB，車內(nèi)噪聲品質(zhì)明顯改善。從而在新產(chǎn)品開發(fā)中避免同類共振問題發(fā)生，減少車型設(shè)計(jì)返工，縮短開發(fā)周期。更好更快地設(shè)計(jì)出高質(zhì)量、客戶喜愛的好車。

[1] 林逸,馬天飛,姚為民,張建偉.汽車NVH特性研究綜述.[M]汽車工程,2002,24 (3):177-186.

[2] 畢金亮,李靜波,李宏成,田雄.動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)模態(tài)及靈敏度分析.振動(dòng)工程學(xué)報(bào),2010, 23(6): 676-680.

[3] 劉春敏,李洪亮,顧燦松,何森東.某微車低速轟鳴聲的降噪設(shè)計(jì).[M]汽車工程師,2010(4): 53-55.

[4] 陳劍,穆國寶,張豐利.汽車NVH正向設(shè)計(jì)中的系統(tǒng)模態(tài)匹配策略研究[J].汽車工程,2010,32(5):369-372.

[5] 蔣孝煜.有限元法基礎(chǔ).[M]北京:清華大學(xué)出版社,1992,67-69.

Avoid Modal Coupling Resonance by CAE Analysing Rear Axle Constrained Modal

Zhu Xiaojie1, Ren Liangshun2

( 1.Nexteer Automotive(Suzhou) Co., Ltd, Jiangsu Suzhou 215026; 2.SAIC GM Wuling Automobile Co., Ltd., Guangxi Liuzhou 545007)

As the development of Chinese automotive market, customer need become stricter to new generation of auto. For rear wheel drive car, drivetrain is longer than front wheel drive car, so there is more chance to excite the drivetrain vibration. And the vibration of drivetrain easily transfers to body, making the car interior noise unacceptable. To solve the drivetrain booming problem caused by rear axle exciting, the CAE analysis model of rear axle is built to calculate the constraint mode, including the mode frequency and the mode shape. The mode frequency of rear axle should be different with drivetrain resonant frequency to reduce the vibration and improve vehicle sound quality.

CAE; rear axle; constrained modal; modal coupling

U463.5

B

1671-7988(2019)08-61-03

U463.5

B

1671-7988(2019)08-61-03

朱曉杰，資深產(chǎn)品工程師，助理工程師，就職于耐世特汽車系統(tǒng)（蘇州）有限公司工程技術(shù)中心。任良順，傳動(dòng)系統(tǒng)主任工程師，高級(jí)工程師，就職于上汽通用五菱汽車股份有限公司技術(shù)中心。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2019.08.019