王繼紅，汪凱

（1.安徽江淮汽車集團(tuán)有限公司技術(shù)中心，合肥230601；2.安徽省科學(xué)技術(shù)情報研究所，合肥230001）

汽車傳動軸振動的仿真計算及優(yōu)化

王繼紅1，汪凱2

（1.安徽江淮汽車集團(tuán)有限公司技術(shù)中心，合肥230601；2.安徽省科學(xué)技術(shù)情報研究所，合肥230001）

考察汽車傳動軸振動特性的指標(biāo)為1階約束模態(tài)的頻率。由此，某商用車傳動軸在設(shè)計階段進(jìn)行模態(tài)仿真分析，雖然滿足了設(shè)計要求，但在整車驗證階段卻出現(xiàn)共振，產(chǎn)生了車內(nèi)共鳴音。針對該問題，改進(jìn)傳動軸模態(tài)分析方法，并對傳動軸結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計，消除共振模態(tài)。通過主觀評價和噪聲測試證實效果良好。

振動與波；仿真；有限元分析；傳動軸

汽車傳動軸用于將發(fā)動機的動力傳遞至前后橋，在車輛運行過程中，傳動軸會發(fā)生旋轉(zhuǎn)，從而傳遞力矩，同時也會產(chǎn)生徑向跳動使質(zhì)心偏離旋轉(zhuǎn)中心，發(fā)生彎曲，這兩種運動都有可能造成車內(nèi)振動和噪聲，因此，在傳動軸的開發(fā)階段，整車廠會對傳動軸總成進(jìn)行模態(tài)仿真分析，消除其對整車NVH性能的影響。

某商用車傳動軸在設(shè)計階段進(jìn)行了模態(tài)仿真分析，滿足設(shè)計要求，但在整車試驗階段，在3檔WOT工況下3 200 r/m in附近，200～230 Hz頻帶范圍內(nèi)，駕駛員耳旁存在明顯的噪聲峰值，經(jīng)過排查，確認(rèn)與傳動軸的振動有關(guān)。

因此，需要對現(xiàn)有的傳動軸模態(tài)仿真方法進(jìn)行完善，來指導(dǎo)該車的噪聲問題整改和后續(xù)傳動軸的設(shè)計。

1 傳動軸模態(tài)分析評價標(biāo)準(zhǔn)

為了避免共振，傳動軸的1階模態(tài)頻率應(yīng)比其臨界轉(zhuǎn)速對應(yīng)的頻率高出15%。

根據(jù)傳動軸的布置形式，如圖1所示，臨界轉(zhuǎn)速的計算主要有兩種方式，取其中最小值為傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速。

一是根據(jù)發(fā)動機最高轉(zhuǎn)速

式中

R0為臨界轉(zhuǎn)速；

Nmsx為發(fā)動機最高轉(zhuǎn)速；

io為最高檔變速器傳動比。

另一種是根據(jù)最高車速：

式中

VMAX為最高車速；

r為輪胎滾動半徑；

ig為主減速器傳動比。

圖1 傳動軸布置形式

已知發(fā)動機最高轉(zhuǎn)速為4 500 r/m in,最高車速為140 km／h，最高檔變速器傳動比為0.794，主減速器傳動比為4.875，輪胎半徑為336 mm，計算得臨界轉(zhuǎn)速分別為6 518 r/m in和6 196 r/m in，因此，傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速為6 200 r/min，對應(yīng)1階模態(tài)頻率應(yīng)該大于118 Hz。

2 傳動軸總成模態(tài)分析

2.1 有限元模型的建立

該商用車的傳動軸總成主要由傳動軸前、后軸管、萬向節(jié)叉、撓性連接盤、中間軸承及伸縮花鍵等組成，見圖2。

圖2 傳動軸總成結(jié)構(gòu)模型

利用HyperMesh軟件進(jìn)行網(wǎng)格前處理，傳動軸管和中間軸承支架因厚度方向尺寸遠(yuǎn)小于長寬的尺寸，采用2D單元進(jìn)行劃分，萬向節(jié)叉采用3D單元進(jìn)行實體單元劃分，見圖3。軸承及萬向節(jié)叉的裝配關(guān)系，利用剛性單元模擬，并放開相應(yīng)轉(zhuǎn)動自由度，撓性連接盤由于是橡膠件，利用彈性單元模擬，見圖4。對軸承、撓性連接盤等簡化部件進(jìn)行配重，確保與實物質(zhì)量的一致。

該傳動軸的鋼板材料定義為線性材料，前軸管壁厚2.5 mm,后軸管壁厚1.8 mm，整個系統(tǒng)的總質(zhì)量為18.8 kg。

圖3 軸承及花鍵有限元模型

圖4 撓性連接盤有限元模型

撓性連接盤的為橡膠件，由于其剛度參數(shù)難以獲得，利用經(jīng)驗值代替，定義徑向彎曲剛度為10 000（N/mm），扭轉(zhuǎn)剛度為60 000(Nmm/rad)，

根據(jù)，傳動軸在整車上的安裝方式，約束傳動軸與車身、變速箱和后橋安裝點的六向自由度，最終所建立的傳動軸總成模型單元數(shù)是278 791個，節(jié)點數(shù)352 460個。

2.2 分析結(jié)果

利用Nastran求解器計算獲得其前5階約束模態(tài)，頻率及振型描述見表1。

表1 傳動軸模態(tài)頻率分布表

從分析結(jié)果來看，該傳動軸的1階模態(tài)為130 Hz，大于118 Hz，可見，該傳動軸在設(shè)計階段是滿足要求的。

因此，僅進(jìn)行子系統(tǒng)級別的傳動軸模態(tài)分析，在控制其引起的整車振動及噪聲方面具有局限性，需要引進(jìn)符合整車安裝狀態(tài)的模態(tài)仿真計算。

3 帶底盤的傳動軸模態(tài)分析

嚴(yán)格來說，應(yīng)該建立整車有限元模型，至少計算100 Hz～300 Hz的模態(tài)頻率分布，然后從中提取傳動軸的固有頻率。但是，底盤件的開發(fā)一般提前于車身系統(tǒng)，在傳動軸的設(shè)計階段無法進(jìn)行車身有限元模型的配套制作，而且整車的子系統(tǒng)和零部件繁多，即使建立了整車模型，在上述頻段的模態(tài)密度也過大，對于傳動軸模態(tài)的識別也有很大的干擾性。因此，考慮到傳動軸的開發(fā)周期，及可操作性，需要簡化模型，僅保留與其相連的同步開發(fā)的部分底盤件。

3.1 有限元模型建立

根據(jù)上文介紹的模型取舍原則，對其他底盤件進(jìn)行有限元網(wǎng)格劃分。懸置支架及后橋殼體采用2D單元,動力總成，輪胎及后橋齒輪質(zhì)量用質(zhì)量點代替，懸置襯套及輪胎剛度采用彈性單元，半軸采用梁單元，用PLOT單元勾勒出動力總成及輪胎外部輪廓，利用剛性單元對動力總成質(zhì)心、輪輞中心和對應(yīng)的PLOT單元進(jìn)行連接，以便于振型的觀察。

對懸置支架，后橋殼體附予鋼板材料及厚度，動力總成質(zhì)量為263 kg,，后橋齒輪27.2 kg，輪胎質(zhì)量27.8 kg，其余參數(shù)詳見表2—5。

表2 動力總成轉(zhuǎn)動慣量參數(shù)

表3 整車坐標(biāo)下懸置軟墊靜剛度

表4 后橋齒輪轉(zhuǎn)動慣量參數(shù)

表5 輪胎剛度參數(shù)

約束懸置支架，傳動軸，后橋與車身的連接點，完成后的有限元模型，如圖5所示。

圖5 帶底盤的傳動軸有限元模型

3.2 分析結(jié)果

汽車在行駛過程中，來自動力總成及路面的徑向激勵容易引起傳動軸的彎曲共振，因此，重點考察100 Hz～300 Hz內(nèi)的傳動軸徑向模態(tài)，計算獲得1階模態(tài)為114 Hz,振型為后軸1階垂向彎曲。第3階模態(tài)發(fā)生在187 Hz，振型與試驗210 Hz時相一致。

傳感器的布點位置、第3階試驗及仿真振型圖見圖6—8。

圖6 傳感器布點示意圖

圖7 210 Hz試驗振型圖

從上述分析結(jié)果來看，傳動軸在整車邊界條件下，1階模態(tài)下降了17 Hz，變?yōu)?13 Hz，則不滿足傳動軸模態(tài)設(shè)計要求。

圖8 187 Hz試驗振型圖

而試驗和方針的計算誤差為11%，造成誤差的原因主要有以下兩點，一是模型中彈性元件的剛度參數(shù)不精確，如輪胎對地剛度的變化，懸置軟墊的動剛度曲線等。二是生產(chǎn)與設(shè)計狀態(tài)的一致性差異。

3.3 改進(jìn)方案分析結(jié)果

影響傳動軸固有頻率的因素主要有傳動軸的形式，軸管的形狀，中間支撐的位置、系統(tǒng)部件的阻尼等，由于該商用車已經(jīng)處于試制階段，傳動軸的更改最好不涉及安裝點的改動，并且做到改進(jìn)成本最小。

3.3.1 縮短軸管管徑

參考供應(yīng)商的軸管產(chǎn)品庫，將原前、后變截面軸管更改為等截面軸管，軸管直徑由90 mm變?yōu)?5 mm，仿真計算后，1階模態(tài)為113 Hz，第3階模態(tài)為181 Hz，仍然存在共振風(fēng)險，不能采用。

3.3.2 軸管填加阻尼材料

如果將傳動軸看作是單自由度振動系統(tǒng)，則其固有頻率為

式中

f為傳動軸中間支承的固有頻率(Hz)；

m為傳動軸總成質(zhì)量(kg)；

k為傳動軸的系統(tǒng)剛度(k/mm)。

在前、后軸管中增加阻尼材料，傳動軸質(zhì)量及系統(tǒng)剛度都發(fā)生變化，但會增加整車成本及質(zhì)量，尤其該技術(shù)在國內(nèi)產(chǎn)品中的應(yīng)用尚不成熟，因此，暫不考慮。

3.3.3 取消撓性連接盤

將撓性連接盤取消，改為萬向節(jié)叉，來改變傳動軸的系統(tǒng)剛度，對更改的零件重新進(jìn)行網(wǎng)格劃分并建立有限元模型，詳見圖9。

分析結(jié)果顯示，1階模態(tài)為114 Hz，但與原模型對應(yīng)的第3階模態(tài)振型消失，因此，初步判定更改后的傳動軸安裝到整車后，可以消除由此引起的車內(nèi)共鳴聲。

圖9 變速箱側(cè)萬向節(jié)有限元模型

制作樣件，并安裝到整車，進(jìn)行3檔WOT工況下駕駛員右耳側(cè)噪聲值測試，將更改前、后的測試結(jié)果進(jìn)行對比，在3 200 r/m in時的噪聲峰值消失，見圖10。

主觀評價共鳴聲明顯改善，該傳動軸可以進(jìn)行設(shè)變量產(chǎn)。

圖10 改進(jìn)前后聲壓曲線對比圖

由以上分析可見，傳動軸對整車振動及噪聲的影響很大。因此，在設(shè)計商用車傳動軸過程中，需要聯(lián)合動力總成及后橋等底盤件進(jìn)行模態(tài)分析，對傳動軸的設(shè)計及共振問題的解決更具指導(dǎo)意義。

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Simulation of Vibration of an Automobile Transmission Shaft and Its Optim ization

WANG Ji-hong1,WANG Kai2

(1.Technical Center of Anhui JianghuaiAutomobile Group Co.Ltd.,Hefei 230601,China; 2.Institute of Scientific and Technical Information of Anhui Province,Hefei 230001,China)

Vibration of an automobile transm ission shaft is simulated by means of CAE method.It is found that the first vibration mode can meet the design requirement,but resonance problem occurs in the full vehicle testing.Then,the CAE method is improved,and the structure is optimized so that the resonant mode can be removed.According to the results of the test and the subjective evaluation,a favorite effect is reached.

vibration and wave;simulation;finite element analysis;propeller shaft

TB52

A

10.3969/j.issn.1006-1335.2014.01.025

1006-1355(2014)01-0109-04

2013-03-12

王繼紅（1982-），女，遼寧朝陽人，碩士，主要從事汽車整車NVH設(shè)計及仿真研究工作。

E-mail:w jhtjsx@163.com