保萬全，袁照丹，李士杰，范春利，寧雪松，王久成，王澤華

基于ANSYS Workbench的牽引車后橋橋殼動態(tài)特性分析

保萬全1，袁照丹1，李士杰1，范春利1，寧雪松2，王久成2，王澤華2

（1.一汽解放汽車有限公司商用車開發(fā)院，吉林 長春 130011；2.一汽集團研發(fā)總院，吉林 長春 130011）

以某牽引車后橋橋殼為研究對象，對其進行了動態(tài)特性分析，結(jié)果表明：后橋橋殼的所有固有頻率均在318.22Hz以上，遠大于路面激勵頻率，故路面不平不會引起后橋橋殼共振；對比有限元分析、理論計算和道路試驗結(jié)果可知，該后橋主、從齒嚙合自激會引起橋殼共振，進而會在共振頻率范圍產(chǎn)生異常結(jié)構(gòu)噪聲。

后橋橋殼；共振頻率；模態(tài)分析；諧響應(yīng)分析；整車道路試驗

前言

驅(qū)動橋作為汽車動力總成系統(tǒng)和承載系統(tǒng)的重要組成部分，在整車行駛過程中，橋殼始終承受復(fù)雜的交變載荷[1]。驅(qū)動橋是汽車振動噪聲的主要來源之一，其振動噪聲水平對評價汽車舒適性起著至關(guān)重要的作用，對驅(qū)動橋橋殼進行模態(tài)分析，判斷其在使用過程中是否會發(fā)生共振，有助于識別振動引起的噪聲。

本文使用有限元分析方法，對后橋橋殼進行了固有頻率分析和研究，同時對模態(tài)分析結(jié)果和道路試驗結(jié)果進行了對比分析。

1 后橋橋殼物理模型及有限元模型建立

1.1 橋殼物理模型建立

本文研究的后橋橋殼是由橋殼本體、加強圈、后蓋、軸頭和支架五部分組成。針對后橋橋殼的復(fù)雜形狀，在保證后橋橋殼主體結(jié)構(gòu)和幾何尺寸準確的前提下，對后橋橋殼三維模型進行了簡化，簡化橋殼中受力小且又不容易引起形狀變化的結(jié)構(gòu)[2]，對焊接部位進行了模擬填充，以提高網(wǎng)格劃分質(zhì)量，在Creo中建立的后橋橋殼物理模型如圖1所示。

圖1 后橋橋殼模型

1.2 橋殼有限元模型生成

后橋橋殼有限元模型是由Creo中建立的物理模型導(dǎo)入Workbench生成的，導(dǎo)入物理模型后對其進行了必要的檢查和修改，主要是為了防止模型失真和再次簡化模型，刪除了油位孔、放油孔、通氣塞、部分圓角和倒角等。在網(wǎng)格劃分時橋殼本體、加強圈、后蓋和軸頭以六面體網(wǎng)格為主、支架以四面體網(wǎng)格為主，這樣既能節(jié)省運算時間又能保證計算精度。后橋橋殼有限元模型如圖2所示，其材料屬性定義如表1所示。

表1 后橋橋殼材料屬性

2 后橋橋殼動態(tài)特性分析

2.1 模態(tài)分析

通過對后橋橋殼的模態(tài)分析可以了解到橋殼在不同頻率下的振動特性。橋殼的固有頻率有無限多個，但在實際分析過程中低階頻率更具有指導(dǎo)意義。本文假設(shè)后橋橋殼與其相連的零部件之間的相互影響是無阻尼且無外載荷作用，則結(jié)構(gòu)的動力微分方程可按文獻[3]表示為：

式中：[M]為質(zhì)量矩陣；[K]為剛度矩陣；{X}為位移相應(yīng)向量。

根據(jù)無阻尼自由振動振型疊加原理，方程（1）可假設(shè)的解可假設(shè)為：

式中：{0}為各節(jié)點振幅向量；為固有頻率；為相位角。

當(dāng)結(jié)構(gòu)發(fā)生無外界激勵的振動時，結(jié)構(gòu)的頻率方程為：

利用Workbench中的模態(tài)分析模塊對模擬實車約束下的后橋橋殼有限元模型進行求解，得到后橋橋殼的前6階橋殼模態(tài)固有頻率直方圖如圖3所示，前6階橋殼模態(tài)振型圖如圖4所示。

圖4 后橋橋殼前6階模態(tài)振型圖

通過對后橋橋殼在模擬實車約束下的前6階模態(tài)振型圖和固有頻率的分析，得出在整車行駛過程中后橋橋殼主要發(fā)生彎曲變形和扭轉(zhuǎn)變形，其所有固有頻率均在318.22Hz以上。而路面不平引起的汽車振動，頻率范圍約為0.5～25Hz[4]，該后橋橋殼的固有頻率遠大于路面激勵頻率，故路面不平不會引起后橋橋殼共振。

2.2 諧響應(yīng)分析

諧響應(yīng)分析的目的在于確定零部件在共振頻率下簡諧激勵作用時是否會發(fā)生損壞，避免該后橋橋殼由于共振引起的損壞。結(jié)構(gòu)在簡諧激勵作用下的系統(tǒng)運動方程為[6]：

式中M、C和K分別為系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣、阻尼矩陣和剛度矩陣；u(t)和f(t)分別為系統(tǒng)的位移向量和激勵向量。

其位移向量具有如下形式：

將式（5）代入式（4）解得：

式中Bd為穩(wěn)態(tài)振動振幅，d為穩(wěn)態(tài)振動的初相位。由式（6）可得到系統(tǒng)的振動響應(yīng)，經(jīng)過過渡過程，系統(tǒng)將以穩(wěn)態(tài)響應(yīng)為主，呈現(xiàn)穩(wěn)定的波形。

對后橋橋殼在0～400Hz頻率范圍內(nèi)進行諧響應(yīng)求解，得到頻率與相應(yīng)穩(wěn)態(tài)振動幅值之間的對應(yīng)關(guān)系曲線，如圖5所示為該后橋橋殼幅頻特性諧響應(yīng)分析結(jié)果。隨著頻率的增大，橋殼振動幅值也隨之增大，在頻率318.22Hz時達到峰值，從318.22～400Hz變形幅值隨頻率增大呈下降趨勢。如圖6所示求解得到該后橋橋殼振動幅值達到最大值的頻率318.22Hz對應(yīng)的應(yīng)變云圖（a）和應(yīng)力云圖（b）。

通過有限元計算可知，當(dāng)頻率在318.22Hz時，該后橋橋殼的受迫振動幅值達到最大，但在該頻率下橋殼應(yīng)變和應(yīng)力值遠小于材料許用要求，不會造成橋殼由于共振而引起的損壞。因此應(yīng)該考慮在318.22Hz時橋殼共振引起的結(jié)構(gòu)噪聲對牽引車NVH的影響。

圖5 后橋橋殼幅頻特性諧響應(yīng)分析結(jié)果

圖6 后橋橋殼變形諧響應(yīng)分析結(jié)果

3 結(jié)果對比分析

3.1 理論計算

橋殼作為承載件，地面和懸架傳來的振動、傳動系自身的振動都會通過橋殼相互影響。共振不利于傳動系壽命，還會引發(fā)較大噪音[5]。通過理論計算可以得到后橋齒輪嚙合頻率，嚙合頻率計算公式如下：

式中：fz為齒輪嚙合頻率，Z1、Z2為齒輪齒數(shù)，fn為齒輪軸旋轉(zhuǎn)頻率。

該牽引車在行駛車速達到88km/h時理論計算得到后橋主、從齒嚙合頻率為318.04Hz，該后橋橋殼的第一階固有模態(tài)頻率318.22Hz與理論計算的該后橋齒輪嚙合頻率較為接近。因此在行駛車速在88km/h左右時，該后橋主、從齒嚙合會引起橋殼的一階模態(tài)共振。

3.2 道路試驗

對裝有該后橋橋殼的牽引車在標(biāo)準路面上進行道路試驗，后橋布置振動加速度傳感器、駕駛員右耳處布置噪聲傳感器如圖7所示，試驗樣車相關(guān)參數(shù)見表2，測試工況為（40～95）km/h升速工況。后橋振動試驗結(jié)果階次圖和駕駛員右耳處噪聲試驗結(jié)果階次圖分別為圖8和圖9。

圖7 振動噪聲傳感器布置圖

表2 試驗樣車相關(guān)參數(shù)

圖9 后橋振動階次圖

測試結(jié)果顯示在16擋和15擋時駕駛員右耳噪聲階次分別為16階和13.52階，后橋振動階次也分別為16階和13.52階。從階次分析結(jié)果來看駕駛員處噪聲是由后橋主、從齒嚙合產(chǎn)生的。

結(jié)合有限元分析和理論計算結(jié)果可知駕駛員右耳處明顯的“嗚嗚”異響噪聲是由后橋主、從齒嚙合自激引起的結(jié)構(gòu)共振噪聲。

4 結(jié)論

基于ANSYS Workbench有限元分析，對牽引車后橋橋殼進行模態(tài)分析和諧響應(yīng)分析，可判定后橋橋殼不會發(fā)生由路面不平引起的橋殼共振，也不會因共振而發(fā)生損壞。

有限元分析、后橋齒輪嚙合頻率理論計算和整車道路試驗結(jié)果對比分析可知，該牽引車在特定行駛車速范圍內(nèi)時，會產(chǎn)生由該后橋齒輪嚙合引起的橋殼共振，因此會產(chǎn)生“嗚嗚”的異常結(jié)構(gòu)噪聲，影響駕駛舒適性。

鑒于以上分析，該有限元分析方法是可行的，分析結(jié)果具有一定指導(dǎo)意義。利用該方法可以在設(shè)計之初診斷產(chǎn)品由傳動系本身引起的結(jié)構(gòu)共振問題。

[1] 徐勁力,羅文欣,饒東杰等.基于Workbench對微車后橋橋殼的輕量 化研究[J].圖學(xué)學(xué)報,2015,36（01）:128-132.

[2] 黃平輝,余顯忠,揭鋼等.汽車驅(qū)動橋橋殼靜力學(xué)建模與分析[J].現(xiàn)代制造工程,2010,（5）:80-83.

[3] 于河山,張增密,葉俊等.基于ANSYS Workbench的叉車驅(qū)動橋橋體動靜態(tài)特性分析[J].機械研究與應(yīng)用,2019,32（2）:87-89.

[4] 余志生.汽車理論[M].第5版.北京:機械工業(yè)出版社,2011.

[5] 趙冰,范先虎.驅(qū)動橋橋殼振動模態(tài)分析及有限元優(yōu)化研究[J].測試與試驗,2018,（19）:120-122.

[6] 胡海巖.機械振動基礎(chǔ)[M].第1版.北京:北京航空航天大學(xué)出版社, 2005.

Model Analysis of the Rear-Axle for Tractor Vehicle Based on the ANSYS Workbench

Bao Wanquan1, Yuan Zhaodan1, Li Shijie1, Fan Chunli1, Ning Xuesong2, Wang Jiucheng2, Wang Zehua2

( 1.FAW Liberation Automobile Co. Ltd., Commercial Vehicle Development Institute, Jilin Changchun 130011; 2.FAA Group Research Institute, Jilin Changchun 130011 )

Taking the rear-axle housing of tractor vehicle as the research object,the dynamic characteristics of the rear-axle housing are analyzed.The results show that all the natural frequencies of the rear-axle housing are above 318.22Hz,much higher than the excitation frequency of the road surface,so the uneven road surface will not cause resonance of the rear-axle housing.By comparing the results of finite element analysis,theoretical calculation and road test,the meshing self-excitation of the rear-axle will cause the resonance of the rear-axle housing,so abnormal structural noise will be generated in the resonance frequency range.

The rear-axle housing;Resonance frequency;Model analysis; Harmonic response analysis; Vehicle road test

U463

A

1671-7988(2019)18-123-04

U463

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1671-7988(2019)18-123-04

保萬全（1991-），男，本科，就職于一汽解放商用車開發(fā)院，主要從事汽車傳動系統(tǒng)臺架試驗、試驗方法分析與優(yōu)化等研究。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2019.18.041