|
【摘要】本文首先通过有限元的方法分别计算出抗扭拉杆大、小端衬套的六向刚度值，再建立抗扭拉杆的弹性模态分析模型，计算出抗扭拉杆的前六阶弹性模态并探讨了大小衬套刚度的变化对抗扭拉杆弹性模态的影响，并把计算值与实测值进行比较，验证了抗扭拉杆刚体模态计算模型及计算方法的有效性。最后建立了包括抗扭拉杆、副车架、前车体以及动力总成的联合仿真模型，计算了抗扭拉杆以及副车架在整车状态下的模态，找到了某个车型加速咚咚声的原因，并提出了解决方案。该流程对乘用车NVH性能开发及声品质提升有一定的指导意义。 关键词：抗扭拉杆弹性模态 模态耦合 Elastic Mode Determination for Torque Strut of Powertrain Mounting System and Its Application Lv Zhaoping (1. SAIC GM Wuling AutomobileCo.,Ltd.,Liuzhou 545007 China) 【Abstract】Inthis paper, we firstly calculate the six-direction stiffness of the torque-rod\'sbig and small end bushing respectively by the finite element method, and thenbuild the elastic modal analysis model of the torque-rod to calculate the firstsix modes of the torque-rod. The influence of the change of the stiffness ofthe bushing and the bushing on the elastic modal of the torsion bar isdiscussed. The calculated and measured values are compared to verify thevalidity of the rigid body modal calculation model and calculation method.Finally, a joint simulation model including torsion bar, sub-frame,front bodyand powertrain is established. The modal of the torsion bar and the sub-frameunder the condition of the vehicle are calculated, and the acceleration of oneof the models is found The reason for the sound and put forward the solution. Thisprocess has certain guiding significance for the performance development andsound quality improvement of the passenger vehicles NVH. Keywords: TorqueStrut;Elastic Mode;Mode Decouple 随着发动机横置、前置前驱动形式车型的广泛应用，抗扭拉杆作为悬置弹性元件在动力总成隔振系统中得到了广泛应用。在悬置系统中，抗扭拉杆一端与动力总成相连，另一端与车身或者副车架相连，抗扭拉杆两端均有橡胶衬套或者液压衬套。汽车动力总成抗扭拉杆悬置衬套是将动力总成与后车架连接的关键部件之一。其作用一方面是车辆在多种行驶工况下传递作用在动力总成上的力和力矩;另一方面，悬置橡胶衬套可以减少动力总成对车辆的冲击，其衬套结构及刚度值对车辆NVH特性影响较大。 实际NVH测试表明，抗扭拉杆+大端衬套+小端衬套系统的刚体模态有时会对NVH性能产生较大影响，如果小端衬套刚度较低或者抗扭拉杆本身骨架设计不合理，会系统的刚体模态低，振动响应的幅值会变大，而且可能会与副车架模态耦合，导致NVH问题变得突出。因此某些情况下不得不在抗扭拉杆上额外增加吸振器以抑制刚体模态带来的问题。 本文首先通过有限元的方法分别计算出抗扭拉杆中大小衬套的六向刚度值(X/Y/Z/RX/RY/RZ)，再建立扛扭拉杆的弹性模态分析模型，计算出抗扭拉杆的前六阶弹性模态并探讨了大小衬套刚度的变化对抗扭拉杆弹性模态的影响，并把计算值与实测值进行比较，验证了抗扭拉杆刚体模态计算模型及计算方法的有效性。最后建立了包括抗扭拉杆、副车架、前车体以及动力总成的联合仿真模型，计算了抗扭拉杆以及副车架在整车状态下的模态，找到了某个车型加速咚咚声的原因，并提出了解决方案。
图1 抗扭拉杆结构图 1、大小端衬套六向刚度有限元计算 1.1大端衬套有限元模型 抗扭拉杆大端衬套的结构见图2。其中内芯的材料是铸铝，与橡胶硫化在一起，通过螺栓与副车架相连，外圈直接与拉杆硫化在一起，图为大端衬套的有限元模型。由于橡胶体的变形远远大于金属件的变形，因此在分析时可以忽略金属件的影响，值考虑橡胶变形，从而忽略内芯和拉杆支架的有限元模型。
图2 大端衬套结构及有限元模型 有限元模型单元类型采用C3D4H四面体单元，单元最大尺寸2mm,单元数量33841个，橡胶材料选用N50，橡胶材料参数的测定方法参考文献。将橡胶体与内芯硫化面的所有节点关联到内管的集合中心点（加载点）上，在计算橡胶体的六向静刚度时，在内管的加载点上试驾相应的载荷即可。大端衬套的六向静刚度有限元计算结果见图3~图8。 1.2 大端衬套刚度计算结果 大端衬套六向静刚度有限元计算结果及相应变形图见图3~图8所示：
图3大端衬套X向静刚度及其变形图
图4 大端衬套Y向静刚度及其变形图
图5 大端衬套Z向静刚度及其变形图
图6 大端衬套RX向静刚度及其变形图
图7 大端衬套RY向静刚度及其变形图
图8大端衬套RZ向静刚度及其变形图 由图3~图8可得大端衬套六向刚度如表1所示(动刚度为在静刚度的基础上乘1.4系数）： 表1 大端衬套各向刚度计算值
抗扭拉杆中的小端衬套的结构简图见，其内芯的材料采用铸铝，与橡胶硫化在一起，通过螺栓与动力总成相连。由于小衬套橡胶体的变形远远大于金属件的变形，因此在分析时可以忽略金属件的变形，只考虑橡胶变形，从而忽略内管的有限元模型。有限元模型单元类型采用六面体C3D8H单元，单元最大尺寸2mm,单元数量5120个，橡胶体材料选用N60。 小端衬套压入金属拉杆的小端后，橡胶体的形状会发生变化，同时影响到其静刚度值，因此进行分析计算时约束条件定义为：将橡胶体与内管硫化面的所有节点关联到内管的几何中心点（加载点）上，定义橡胶体的外表面与金属拉杆小端孔内表面的接触面，如图所示；在加载点上施加相应的载荷。小衬套的六向静刚度有限元分析结果见图。
图9 小端衬套结构及有限元模型 1.4小端衬套刚度计算结果 由于小端衬套结构的对称性，X向与Z向的线性静刚度相同，同理X向和Z向的扭转静刚度也相同，六向静刚度的仿真曲线见图10.
图10 小端衬套各向静刚度计算值 由图8可得小端衬套六向刚度如表2所示： 表2小端衬套各向刚度计算值
2.1抗扭拉杆弹性模态计算模型 本文所研究的抗扭拉杆的结构见图见，大端衬套安装在金属拉杆的大端，小端衬套安装在变速器后支架上。金属拉杆的有限元模型单元类型采用四面体单元C3D4H,单元最大尺寸2mm,单元个数85516，材料为选用压铸铝，材料密度为2.7e-9,弹性模量和泊松比分别为72500和0.33。将大小端衬套六向刚度（见表1）设置到加载点上，并在大小端附加质量点，最后得到的抗扭拉杆弹性模态计算有限元分析模型如图11所示。
图11 抗扭拉杆弹性模态计算有限元分析模型 2.2抗扭拉杆弹性模态计算结果 把图11中有限元计算模型提交计算，得到抗扭拉杆前六阶弹性模态如表3所示。 表3 抗扭拉杆弹性模态计算值
抗扭拉杆的弹性模态前几阶有可能会和柔性或刚性副车架的模态耦合，从而导致整车NVH问题。柔性副车架的垂向模态大约100HZ左右,而刚性副车架一阶模态一般在200HZ左右，都有可能与抗扭拉杆前几阶模态耦合，因此在设计拉杆衬套结构时要考虑与副车架的模态避开。 以下对大小端衬套的刚度分别提升和降低20%进行弹性模态计算，与原始值进行比较，计算结果见表4。从表中可以发现如下规律：小端衬套刚度变化对前三阶模态影响较小，而大端衬套变化则刚好相反；大端衬套变化对后三阶模态影响较小，而小端刚好相反。 表4 大小端衬套刚度变化对抗扭拉杆弹性模态的影响
3.1 加速咚咚声问题 某新开发车型在加速时车内前排可听到“咚咚”声异响，在2000~3000rpm转速区间内尤为明显。对车内噪声频谱分析，该异响主要频段为180Hz~260Hz范围内共振带。驾驶员右耳噪声瀑布图见图12所示。
图12 驾驶员右耳噪声瀑布图 3.2 原因分析 发动机导致的噪声与振动除了与频率有关外，还与发动机的转速及发火阶次有关。发动机激励的三大特征为：阶次特征、频率特征和转速特征。其频率（f)与阶次之间有如下关系：f=n/60*N。式中，f是频率;n是发动机转速；N是发火阶次。 3.2.1 传递路径分析 从图12中可知咚咚声的来源为200~260Hz之间的共振带，初步判断为发动机本体振动所致，对变速器壳体及油底壳加速度振动测试，发现变速箱及油底壳也存在210~260Hz共振带（见图13），与车内噪声问题频带较为吻合。
图13 变速器壳体及油底壳加速度振动测试 3.2.2 模态测试 进行抗扭拉杆与副车架的弹性模态分析得出，抗扭拉杆二阶绕Z向旋转弹性模态209HZ，而副车架一阶弯曲模态205HZ。根据以上分析后，在整车约束状态下进行了副车架试验模态测试，传感器布置示意图如图14所示，从测试数据看，副车架存在垂向的整体振动，振动频率为217HZ。其振型图见图15所示。
图14 副车架模态测试传感器布置图
图15 副车架测试模态振型图 随后对抗扭拉杆进行了静态约束频响测试，传感器的布置示意图见图16所示，从测试数据看，抗扭拉杆垂向模态为197HZ，频响图见图17所示。
图16 抗扭拉杆模态测试传感器布置示意图
图17 抗扭拉杆模态测试结果 接下来通过建立抗扭拉杆、前车体、副车架以及动力总成特性为基础的联合仿真模型仿真分析来确认该问题。建立的ABAQUS模型见图18所示，模型边界包括了动力总成及其质量特性，三个悬置，副车架和车身。输入各悬置衬套刚度，约束车身，进行约束模态分析，得到分析模态结果，其中副车架一阶模态为205HZ（振型图见图19）。抗扭拉杆前三阶模态分别为94HZ,133HZ及209HZ,其第三阶模态209HZ(见图20）与副车架一阶模态205HZ非常接近，存在模态耦合。
图18 悬置系统与副车架联合仿真模型
图19 副车架一阶模态振型图
图20 抗扭拉杆模态振型图 从以上测试及CAE分析结构来看可知扛扭拉杆与副车架存在模态耦合，发动机激励引起抗扭拉杆与副车架产生共振，导致激励放大，通过副车架传递到车身，从而产生咚咚声。 5.3 方案验证 分别制作了两个不同的方案进行验证，方案一为只更改主簧结构，方案二为主簧及骨架结构均更改。三种方案结构见图所示，三种方案衬套CAE仿真动刚度如表5所示。
图21 抗扭拉杆方案对比图 表5 抗扭拉杆三种方案六向动刚度计算值
表6 三种方案模态对比
更改抗扭拉杆悬置橡胶衬套主簧结构，衬套主方向静刚度保持不变，仅改变了限位距离，调整了非线性曲线拐点的位置。装车进行测试，发现驾驶员右耳位置200Hz至260Hz频带相对原状态共振有所降低。驾驶员耳旁噪声改善较为明显（见图22）。
图22 原方案与方案一驾驶员耳旁噪声瀑布图对比 5.3.2 方案二验证结果 方案二在抗扭拉杆骨架不变的情况下，按照方案一的主簧结构调整了刚度，通过对比测试数据发现，针对此异响200-260Hz共振带，该方案效果明显，200-260Hz车内噪声及副车架振动都明显减小（见图23），车内4阶噪声3000转峰值明显改善（见图24）。
图23 原方案与方案二副车架振动对比
图24原方案与方案二驾驶员耳旁噪声对比 6、结论 （1）后悬置开发过程中，需要考虑抗扭拉杆垂向弹性模态和副车架模态避频，避频要达到20HZ以上。 （2）抗扭拉杆与副车架模态耦合会把发动机激励放大，传递到车身，通过抗扭拉杆弹性模态避频，可以避免二者产生共振，消除后悬置路径对发动机激励的放大作用，解决该车型咚咚声异响问题。 参考文献： [1] 徐峰等. 抗扭拉杆对整车性能影响的分析与应用[J]. 上海汽车, 2010, (10):27-30. [2] 张伟等.动力总成悬置系统防扭拉杆等效刚度的计算与应用[J].汽车技术，2012（12）：40~43 [3] 胡培龙.含防扭拉杆的动力总成悬置系统固有特性的研究[D].广州：华南理工大学，2011年6月 [4] 武守涛等.基于拉杆式悬置刚体模态控制的加速车内轰鸣声优化[J]. 2 0 1 6 中国汽车工程学会年会论文集 另：本文所述问题的解决一共产生了四项企业标准： [1] 动力总成悬置抗扭拉杆弹性模态计算分析方法 [2] 动力总成悬置抗扭拉杆等效刚度计算分析方法 [3] 动力总成悬置抗扭拉杆衬套扭转刚度计算分析方法 [4] 动力总成悬置抗扭拉杆及副车架模态耦合分析方法 |
|
|
