鄭光澤,劉子謙,馮　楠

(重慶理工大學(xué)　a.汽車零部件先進(jìn)制造技術(shù)教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室；

b.機(jī)械工程學(xué)院，重慶　400054)

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引用格式：鄭光澤,劉子謙,馮楠.變速器殼體模態(tài)識(shí)別與優(yōu)化研究[J].重慶理工大學(xué)學(xué)報(bào)(自然科學(xué)版)，2016(1):15-19.

Citation format：ZHENG Guang-ze, LIU Zi-qian, FENG Nan.Research on Mode Identification and Optimization of Gearbox Housing[J].Journal of Chongqing University of Technology(Natural Science)，2016(1):15-19.

變速器殼體模態(tài)識(shí)別與優(yōu)化研究

鄭光澤a,劉子謙b,馮楠b

(重慶理工大學(xué)a.汽車零部件先進(jìn)制造技術(shù)教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室；

b.機(jī)械工程學(xué)院，重慶400054)

摘要：以某款汽車變速器為研究對(duì)象，進(jìn)行變速器殼體模態(tài)的仿真分析和實(shí)驗(yàn)測(cè)試工作?；谀B(tài)相位共線性MPC、平均相位偏移MPD等指標(biāo)檢驗(yàn)了殼體實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)振型識(shí)別的正確性，通過(guò)仿真模態(tài)與實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)的模態(tài)頻率誤差、分布線性相關(guān)度、模態(tài)振型相關(guān)性分析檢驗(yàn)了變速器殼體仿真分析模型的有效性。以避免殼體在齒輪階次激勵(lì)下產(chǎn)生共振為優(yōu)化目標(biāo)，結(jié)合殼體模態(tài)振型的識(shí)別結(jié)果，提出了變速器殼體的優(yōu)化技術(shù)方案，并基于仿真分析模型進(jìn)行了優(yōu)化效果檢驗(yàn)。

關(guān)鍵詞：變速器殼體；嘯叫；模態(tài)優(yōu)化；共振

變速器是汽車動(dòng)力總成的重要組成部分。隨著整車NVH性能對(duì)動(dòng)力總成振動(dòng)噪聲的要求越來(lái)越高，在發(fā)動(dòng)機(jī)NVH性能提升的情況下，變速器嘯叫、敲擊等噪聲問(wèn)題日益凸顯[1-4]。當(dāng)由齒輪系統(tǒng)嚙合齒輪副傳遞誤差導(dǎo)致的變速器輪齒階次激勵(lì)頻率與變速器殼體模態(tài)頻率一致時(shí)，系統(tǒng)共振導(dǎo)致輪齒階次激勵(lì)被放大，造成變速器嘯叫性能在對(duì)應(yīng)的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速段急劇惡化[5]。

變速器殼體模態(tài)優(yōu)化是解決變速器嘯叫問(wèn)題的技術(shù)措施之一，但在傳統(tǒng)的變速器殼體優(yōu)化時(shí)多是關(guān)注殼體強(qiáng)度和剛度設(shè)計(jì)方法。徐巖等[6]利用拓?fù)鋬?yōu)化方法確定加強(qiáng)筋的布局，提高變速器殼體強(qiáng)度。袁敏剛等[7]基于有限元技術(shù)對(duì)變速器殼體進(jìn)行約束模態(tài)分析，并通過(guò)加筋處理使后殼體的模態(tài)頻率大幅提高，降低了變速器振動(dòng)噪聲。張學(xué)亮等[8]利用ANSYS軟件分析齒輪箱模態(tài)參數(shù)對(duì)箱體性能的影響，通過(guò)改變箱體壁厚優(yōu)化箱體結(jié)構(gòu)，優(yōu)化后齒輪箱第1階模態(tài)頻率高于齒輪嚙合頻率，減小了變速器嘯叫噪聲。薛延華等[9]基于I-DEAS和NASTRAN軟件平臺(tái)對(duì)某齒輪箱進(jìn)行了振動(dòng)模態(tài)分析，驗(yàn)證了結(jié)構(gòu)布局、大弧面和加強(qiáng)筋等措施對(duì)于提高齒輪箱模態(tài)頻率、降低振動(dòng)響應(yīng)的有效性。

本文以某款汽車變速器殼體為研究對(duì)象，以避免變速器輪齒階次激勵(lì)導(dǎo)致的殼體共振為目標(biāo)，探討變速器殼體模態(tài)優(yōu)化技術(shù)措施。進(jìn)行了變速器殼體模態(tài)的仿真分析和實(shí)驗(yàn)測(cè)試，以及變速器殼體仿真模態(tài)和實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)的相關(guān)性分析，檢驗(yàn)了仿真分析模型的有效性?；诜抡娣治瞿Ｐ吞岢鲎兯倨鳉んw結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)的技術(shù)方案，并基于為減少變速器嘯叫對(duì)殼體模態(tài)頻率的要求實(shí)施優(yōu)化方案的檢驗(yàn)。

1變速器殼體模態(tài)仿真分析

變速器殼體有限元(FEM)模型如圖1所示。建立坐標(biāo)系，從換擋手柄指向另一端為X方向，向上為Y方向，從輸出端指向離合器端為Z方向。模型保留加強(qiáng)筋、螺栓孔以及軸承孔凸臺(tái)等對(duì)變速器殼體動(dòng)態(tài)特性影響較大的結(jié)構(gòu)特征，忽略過(guò)渡圓角、倒角等細(xì)微特征的影響。考慮到計(jì)算效率和精度的要求，變速器殼體FEM模型采用2階四面體單元，平均單元尺寸為10 mm。變速器殼體3個(gè)部分采用BAR單元連接。給FEM模型賦予材料屬性，彈性模量為7.2×104MPa，泊松比為0.33，密度為2.6×10-9t/mm3。

圖1　變速器殼體有限元(FEM)模型

利用Lancaos法求解變速器殼體自由振動(dòng)模態(tài)，頻率 1 000 Hz 以內(nèi)的彈性模態(tài)如表1所示。前4階自由模態(tài)如圖2所示，圖中黑色線框?yàn)槲醋冃文Ｐ?，云圖為變形模型。第1、2階模態(tài)為離合器呼吸模態(tài)，第3階模態(tài)為在XOZ平面彎曲模態(tài)(904 Hz)，第4階模態(tài)為在YOZ平面彎曲模態(tài)(943 Hz)。其中，第1階模態(tài)低于600 Hz，對(duì)于變速器嘯叫控制不利，需要優(yōu)化改進(jìn)。

表1　變速器殼體自由模態(tài)

2變速器殼體模態(tài)實(shí)驗(yàn)測(cè)試

實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)坐標(biāo)系X方向?yàn)閺碾x合器端指向輸出端，向上為Z方向。實(shí)驗(yàn)中模擬“自由-自由”邊界條件，將所測(cè)試變速器殼體用柔軟的彈性繩懸掛于吊架水平位置。測(cè)點(diǎn)(綠色)和激勵(lì)點(diǎn)(紅色)位置如圖3所示，測(cè)點(diǎn)沿變速器殼體各連接端面布置，激勵(lì)點(diǎn)定于殼體剛度相對(duì)較大的中間連接法蘭處，激勵(lì)方向?yàn)?Y，-Z方向，兩點(diǎn)激勵(lì)。

圖2　變速器殼體自由模態(tài)

圖3　變速器測(cè)點(diǎn)布置

變速器殼體的模態(tài)振型如圖4所示，第1階模態(tài)為離合器呼吸模態(tài)(523 Hz)，第2階模態(tài)為離合器呼吸模態(tài)(629 Hz)，第3階模態(tài)為XOY平面殼體彎曲模態(tài)(910 Hz)，第4階模態(tài)為XOZ平面殼體彎曲模態(tài)(964 Hz)。

圖4　變速器殼體的模態(tài)振型

采用模態(tài)相位共線性MPC和平均相位偏移MPD的組合來(lái)判斷實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)的有效性。若MPC≥90%且MPD≤15°，則認(rèn)為該模態(tài)振型相位的離散度為“l(fā)ow”，即模態(tài)振型識(shí)別結(jié)果“不復(fù)雜”；反之則認(rèn)為該模態(tài)振型相位的離散度為“high”，即模態(tài)振型識(shí)別結(jié)果“復(fù)雜”；其他情況為不能判別，需要進(jìn)一步確認(rèn)模態(tài)振型識(shí)別有效性[10]。根據(jù)上述判斷準(zhǔn)則，變速器殼體實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)振型識(shí)別結(jié)果的有效性評(píng)估見(jiàn)表2。可見(jiàn)各階模態(tài)的模態(tài)相位共線性MPC均高于90%，表示模態(tài)為實(shí)模態(tài)；平均相位偏移MPD均小于 15°，表示模態(tài)為純模態(tài)。變速器殼體前4階實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)振型相位離散度均為“l(fā)ow”，表明實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)振型識(shí)別結(jié)果為“不復(fù)雜”，模態(tài)振型有效性得到檢驗(yàn)。

表2　實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)振型有效性評(píng)估

3模態(tài)分析模型有效性檢驗(yàn)

仿真模態(tài)頻率與實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)頻率線性相關(guān)性分析如圖5所示，橫坐標(biāo)為仿真模態(tài)頻率，縱坐標(biāo)為實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)頻率。采用最小二乘法擬合得到的頻率分布趨勢(shì)線的斜率為0.976 8，模態(tài)頻率分布一致性較好。各階模態(tài)頻率誤差基本上控制在5%以內(nèi)(第2階模態(tài)頻率誤差為6.5%)，變速器殼體結(jié)構(gòu)的仿真模態(tài)頻率識(shí)別精度較高。

圖5　變速器殼體模態(tài)頻率對(duì)比

模態(tài)振型相關(guān)分析結(jié)果如圖6所示，可見(jiàn)模態(tài)相關(guān)性總體上較好，但其中第4階模態(tài)MAC值為0.58，模態(tài)相關(guān)性相對(duì)較差。主要原因是由于在變速器殼體的離合器端面處的測(cè)點(diǎn)布置未能完全反映離合器端面的彎曲變形，增加該處測(cè)點(diǎn)布置數(shù)量即可有效改善其相關(guān)性。

圖6　模態(tài)振型相關(guān)性

4殼體模態(tài)優(yōu)化及效果驗(yàn)證

針對(duì)離合器端殼體結(jié)構(gòu)的大直徑、薄壁、大面積區(qū)域多等導(dǎo)致殼體剛度不佳的情況，結(jié)合變速器殼體模態(tài)仿真分析和實(shí)驗(yàn)測(cè)試結(jié)果，制定變速器殼體優(yōu)化技術(shù)措施：① 增加法蘭徑向剛度，將法蘭厚度由14 mm增加到26 mm；② 增加殼體加強(qiáng)筋數(shù)量和厚度，改善加強(qiáng)筋的連接剛度，并分割殼體大面積區(qū)域，將表面加強(qiáng)筋由8根增加到12根，且延伸至螺栓處，筋的厚度調(diào)整為8 mm；③ 加強(qiáng)殼體剛度，將整體弧形過(guò)渡殼體改為3階梯面過(guò)渡殼體。改進(jìn)后的變速器殼體有限元分析模型如圖7所示。

圖7　改進(jìn)后的變速器殼體有限元分析模型

變速器殼體優(yōu)化前后模態(tài)振型(圖8)基本一致，模態(tài)頻率有較大提升(表3)，第1階模態(tài)頻率超過(guò)600 Hz，可有效避免變速器齒輪階次激勵(lì)被放大的風(fēng)險(xiǎn)，利于控制變速器齒輪嘯叫。

表3　變速器殼體優(yōu)化前后模態(tài)頻率

圖8　優(yōu)化后變速器殼體自由模態(tài)

5結(jié)論

1) 變速器殼體模態(tài)仿真分析和實(shí)驗(yàn)測(cè)試結(jié)果表明：殼體模態(tài)頻率低于變速器嘯叫性能管控的最低頻率要求，需要優(yōu)化。

2) 采用模態(tài)相位共線性MPC和平均相位偏移MPD等指標(biāo)檢驗(yàn)了殼體實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)有效性。

3) 采用模態(tài)頻率分布線性相關(guān)性、模態(tài)頻率誤差以及振型相關(guān)性分析等方法檢驗(yàn)了殼體仿真模態(tài)識(shí)別的有效性。

4) 采用加厚離合器法蘭、增加加強(qiáng)筋以及變截面設(shè)計(jì)等技術(shù)措施優(yōu)化變速器殼體離合器部分，優(yōu)化效果達(dá)到變速器嘯叫性能管控的指標(biāo)要求。

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(責(zé)任編輯劉舸)

Research on Mode Identification and Optimization of

Gearbox Housing

ZHENG Guang-zea, LIU Zi-qianb, FENG Nanb

(a.Key Laboratory of Advanced Manufacture Techniques for Automobile Parts;

b.College of Mechanical Engineering, Chongqing University of Technology,

Chongqing 400054,China)

Abstract:Based on some type of gearbox, gearbox housing modal analysis and measurement were carried out. The correctness of experiment mode shape of gearbox housing was proved by parameters of MPC (Modal Phase Criterion) and MPD (Mean Phase Deflection). The validity of the simulation modal of gearbox shell was analyzed through simulating the model frequency error of modal and experimental modal, distributing the linear correlation and analyzing modal correlationsis. In order to prevent shell resonance happening, and considering the mode shape identification results, an optimization technical measure of gearbox housing was presented and verified based on the FEM simulation model.

Key words:gearbox housing; whine noise; modal optimization; resonance

文章編號(hào)：1674-8425(2016)01-0015-05

中圖分類號(hào)：U463.212；TH122

文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A

doi:10.3969/j.issn.1674-8425(z).2016.01.003

作者簡(jiǎn)介：鄭光澤(1972—)，男，重慶榮昌人，博士，教授，主要從事發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)噪聲分析、機(jī)械零部件可靠性設(shè)計(jì)研究。

收稿日期：2015-09-22