CN104063549A - 一种基于振动性能的动力与传动系统匹配方法 - Google Patents

Abstract

本发明涉及一种基于振动性能的动力与传动系统匹配方法，合理匹配动力系统刚体模态，传动系统，主减速比，后桥系统的模态，使得动力系统的刚体模态不能激发传动系统模态，并且经过主减速比下的激励力频率不能激发后桥系统的模态。本发明主要针对前期开发车型，由于在整车开发中，没有实际的整车，因而只能通过仿真进行排查，对动力传动系统进行CAE仿真分析，规划模态分布表，合理匹配动力传动系统，避免动力系统的刚体模态激发传动系统模态，并且经过主减速比下的激励力频率激发后桥系统的模态，产生共振，改善整车NVH性能，缩短开发周期，降低汽车开发成本。

Description

一种基于振动性能的动力与传动系统匹配方法

技术领域

本发明涉及一种车辆测试方法，尤其涉及一种基于振动性能的动力与传动系统匹配方法。

背景技术

汽车NVH技术是汽车研发的核心技术之一，汽车NVH性能的好坏将在很大程度上影响汽车的生产与销售情况。对于汽车动力与传动系统的匹配研究，国内外主要围绕传动系匹配对整车动力性、经济性以及排放的影响进行研究，并且取得了很好的效果，但是很少涉及到基于振动性能的动力与传动系统匹配方法的研究。

目前，国内许多学者对振动噪声进行了研究，例如吉林大学博士赵彤航2008年的博士论文从传递路径的角度对对车内噪声进行了研究，对车身结构进行刚度加强和阻尼处理，薄壁共振情况得到降低，其结构传播噪声传递路径得到改善；同时在车顶棚安装吸声材料。重庆大学曹飞2003年的硕士论文对车内噪声进行了发动机罩隔声及汽车表面声源识别试验研究，通过贴吸声隔声材料达到降噪目的。武汉理工大学何锡进2011年的硕士论文研究了后桥造成的车内振动问题，主要对后桥齿轮、轴承的振动机理进行了分析。发动机的运转会通过与副车架相连的橡胶悬置对副车架产生激振，再传至车身引起车身振动，进而激发车内噪声，同济大学周復、勒晓雄2002年在同济大学学报发表的论文研究了副车架悬置对汽车振动的影响，通过优化副车架与车身连接橡胶的刚度和阻尼降低振动。史文库于2002年在吉林大学学报发表论文、吕兆平2010年硕士论文等都是根据悬置系统的隔振原理，优化动力总成的固有频率和解耦率，达到降低振动的目的。

但是根据以上这些方法均无法解决动力总成模态与传动轴激励频率耦合以及主减齿轮啮合频率与后桥某阶固有频率耦合而引发的的共振问题，而这个问题在实际中是确实存在的，因此本文提出一种新型动力与传动系统匹配方法。

发明内容

为了解决动力总成模态与传动轴激励频率耦合以及主减齿轮啮合频率与后桥某阶固有频率耦合而引发的的共振问题，本发明提出了一种基于振动性能的动力与传动系统匹配方法，降低车内噪声，改善整车NVH性能。

本发明的技术方案是提供一种振动性能的动力浴传动系统匹配方法，其特征在于：

步骤1、获取模拟发动机基本参数，所述参数包括发动机质量、发动机质心位置、发动机转动惯量、发动机悬置安装位置、发动机悬置三向刚度值；

步骤2、建立动力总成有限元模型，在发动机模型质心位置加载发动机质量和发动机转动惯量；

步骤3、获取模拟传动轴、后桥橡胶衬套参数、减震器阻尼和弹簧刚度值；

步骤4、建立传动系统及后桥有限元模型；

步骤5、约束发动机、传动轴、后桥与车身连接处的六个方向的自由度；

步骤6、计算动力总成、传动轴、后桥模态值，同时计算出常用行驶车速下的传动轴基频和主减啮合频率，判断是否存在共振问题，传动基频计算公式如下，：

$f=\frac{V}{3.6\×\mathrm{\πD}}\×\mathrm{FDR}$

其中：V为汽车行驶车速(km/h)；FDR为主减速比；D为轮胎直径。

主减啮合频率＝f×齿数；

步骤7、若存在共振问题，通过对悬置橡胶刚度进行优化或者对后桥结构进行优化，避免产生共振。

本发明有益效果在于:

本发明首次建立了基于振动性能的动力与传动系统匹配分析方法，在汽车前期开发阶段，对动力传动系统进行CAE仿真分析，规划模态分布表，合理匹配动力传动系统，避免动力系统的刚体模态激发传动系统模态，并且经过主减速比下的激励力频率激发后桥系统的模态，产生共振，改善整车NVH性能，缩短开发周期，降低汽车开发成本。

说明书附图

图1是本发明基于振动性能的动力与传动系统匹配方法流程图；

图2是动力总成坐标系；

图3是整车坐标系；

图4是本发明动力与传动系统有限元模型；

图5(a)原方案结构示意图；

图5(b)本发明后桥修改方案；

图6是本发明悬置优化程序框图。

具体实施方式

下面参考附图1-6对本发明的具体实施方式进行详细说明。

在汽车开发过程中，通常会面临两种情况：其一，针对预开发车型，由于在整车开发中，没有实际的整车，因此，车辆相关性能只能通过仿真进行排查；其二，对于已经开发的车辆，可以进行实车的测试，根据试验数据判断车辆相关性能。

本发明是针对预开发车型，提出了一种基于振动性能的动力与传动系统匹配方法，该方法是通过建模仿真的方法完成车辆动力与传动系统匹配过程。

如图1所示，本发明所述的基于振动性能的动力与传动系统匹配方法，具体操作步骤如下：

步骤1、获取模拟发动机基本参数，所述参数包括发动机质量、发动机质心位置、发动机转动惯量、发动机悬置安装位置、发动机悬置三向刚度值；

一般我们在动力总成测试时，获得的质心坐标是在发动机坐标系下的坐标，转动惯量则是在质心坐标系下的转动惯量。为了MATLAB编程变得更为简便，需要将总成转动惯量从质心坐标系转换到整车坐标系，当然还需要在把发动机坐标系下的质心位置转换到整车坐标系下。

发动机坐标系OeXeYeZe

如图2所示,以曲轴中心线与发动机后端面(RFB)的交点为坐标原点Oe；Xe轴平行于曲轴中心线，指向发动机前端；Ze轴平行与气缸线，指向缸盖；Ye根据右手定则确定，应与气缸中心线所在的中心面垂直，指向发动机左侧(从变速箱端向皮带轮端看)。

质心坐标系OcXcYcZc

坐标原点位于质心原点Oc；与发动机坐标系OeXeYeZe各轴对应平行且方向相同的坐标系为动力总成质心坐标系。

整车坐标系

整车坐标系一般是由客户定义的，一般客户在提供总成数模时会装配在整车坐标系下，X轴从车头指向车尾，Z轴垂直向上，Y轴按右手法则确定。如图3所示。

该实施例中，整车坐标系下的发动机基本参数：

发动机质量m＝785kg；

发动机质心位置质心x＝968.623mm，y＝-9.4mm，z＝645.736mm；

发动机转动惯量Jxx＝30.6kg.m²，Jyy＝108.5kg.m²，Jzz＝98.7kg.m²；

Jxy＝Jyz＝Jzx＝0

发动机安装位置和悬置三向刚度如表1-2所示。

表1.悬置安装位置

表2.悬置三向刚度

步骤2、建立动力总成有限元模型，在发动机模型质心位置加载发动机质量和发动机转动惯量；

如图4所示，由于发动机是刚体，我们采用有限元壳单元来表示发动机外形，单元基本尺寸8×8mm，厚度及材料密度值较小，用rbe2刚性单元将外壳连接，主节点为发动机质心位置，在质心处赋发动机参数：发动机质量、发动机质心、发动机转动惯量。橡胶悬置采用CBUSH单元模拟。

步骤3、获取模拟传动轴、后桥橡胶衬套参数、减震器阻尼和弹簧刚度值；

在该实施例中，相关参数如表3所示。

表3.后桥、传动轴参数

步骤4、建立传动系统及后桥有限元模型；

传动轴、后桥壳单元基本尺寸8×8mm，铸件采用四面体网格，焊缝、螺栓采用rbe2刚性单元模拟，橡胶衬套采用CBUSH单元模拟，运动副采用放开相应自由度的方法模拟。

步骤5、约束发动机、传动轴、后桥与车身连接处的六个方向的自由度；

步骤6、计算动力总成、传动轴、后桥模态值，同时计算出常用行驶车速下的传动轴基频和主减啮合频率，判断是否存在共振问题，传动基频计算公式如下，主减啮合频率＝f×齿数；

$f=\frac{V}{3.6\×\mathrm{\πD}}\×\mathrm{FDR}$

其中：V为汽车行驶车速(km/h)；FDR为主减速比；D为轮胎直径。

该步骤中，传统评价指标为动力总成绕X轴模态是否与传动轴Y向弯曲模态、激励频率耦合，动力传动系统绕Y轴模态是否与传动轴Z向弯曲模态相同，或者是否与后桥某阶固有频率接近等。

在传统评价标准基础上，本发明特别对车辆具体行驶速度下的传动轴激励频率以及主减的啮合频率进行仿真。

在该实施例中，动力传动系统的固有频率及阵型如表4所示：

表4.系统固有频率

频率(Hz)	阵型	频率(Hz)	阵型
				9.5	动力总成纵向模态	198.2	传动轴Y向弯曲模态
11.9	动力总成侧向模态	198.9	传动轴Z向弯曲模态
				13.9	动力总成垂向模态	212.3	后桥绕X轴模态
22.9	动力总成侧倾模态
				17.5	动力总成纵倾模态
16.2	动力总成横摆模态

动力总成绕X轴模态22.9Hz，后桥绕X轴模态212.3Hz，传动轴Y向弯曲模态198.2Hz，Z向弯曲模态198.9Hz，按照传统评价方法，该实例是不存在共振问题的。

但是经过初步计算，时速60km/h对应的传动轴转速为1400r/min，可以得到传动轴基频为23.3Hz，并且该款车型主减主动齿轮齿数为9，主减传动比为9，因此根据计算结果判断，该款车存在共振问题，动力与传动系统不匹配，即传动轴频率在23.5Hz左右时动力总成发生绕X轴的扭转共振，同时通过9齿的主减产生了208.8Hz左右的9阶扭振激励与后桥绕X轴旋转模态发生共振，会导致车辆产生很大的噪声，影响车辆的乘坐舒适性。

步骤7、若存在共振问题，通过对悬置橡胶刚度进行优化或者对后桥结构进行优化，避免产生共振。

该实施例中，当步骤6得到该款车存在动力与传动系统不匹配问题，动力总成绕X轴模态与传动轴激励频率接近发生扭转共振，同时通过9齿的主减产生9阶扭振激励与后桥绕X轴旋转模态发生共振，因此降低车内噪声，重点是动力与传动系统的匹配问题，合理匹配动力系统刚体模态，传动系统，主减速比，后桥系统的模态，使得动力系统的刚体模态不能激发传动系统模态，并且经过主减速比下的激励力频率不能激发后桥系统的模态。可以采取的方案：1.更换主减齿数或者优化后桥结构，使主减齿轮的啮合频率与后桥绕X轴的旋转模态避开；2.优化动力总成刚体模态，避开传动轴基频，减小传动轴激励。

后桥结构优化：观察后桥模态阵型图，修改相对较弱处的结构，本发明同工艺方沟通后，提出一种新型后桥结构，增加上下桥壳弧度，后盖由原来的圆型变成近似菱形结构，如图5所示。修改方案不仅提高了后桥绕X轴模态，避开主减齿轮的啮合频率，同时提高了后桥X、Z向模态，避开声腔模态，有效改善整车NVH性能。

总成悬置橡胶刚度优化：1.建立悬置系统matlab模型，使用matlab编制的程序计算系统固有频率、主振型和能量解耦率，程序框图如图6所示；2.利用优化软件iSIGHT9.0集成MATLAB，采用多岛遗传算法优化橡胶刚度。

尽管已经结合实施例对本发明进行了详细地描述，但是本领域技术人员应当理解地是，本发明并非仅限于特定实施例，相反，在没有超出本申请精神和实质的各种修正，变形和替换都落入到本申请的保护范围之中。

Claims (4)

1.一种振动性能的动力浴传动系统匹配方法，其特征在于：

步骤1、获取模拟发动机基本参数，所述参数包括发动机质量、发动机质心位置、发动机转动惯量、发动机悬置安装位置、发动机悬置三向刚度值；

步骤2、建立动力总成有限元模型，在发动机模型质心位置加载发动机质量和发动机转动惯量；

步骤3、获取模拟传动轴、后桥橡胶衬套参数、减震器阻尼和弹簧刚度值；

步骤4、建立传动系统及后桥有限元模型；

步骤5、约束发动机、传动轴、后桥与车身连接处的六个方向的自由度；

步骤6、计算动力总成、传动轴、后桥模态值，同时计算出常用行驶车速下的传动轴基频和主减啮合频率，判断是否存在共振问题，传动基频计算公式如下，：

$f=\frac{V}{3.6\×\mathrm{\πD}}\×\mathrm{FDR}$

其中：V为汽车行驶车速(km/h)；FDR为主减速比；D为轮胎直径。

主减啮合频率＝f×齿数；

步骤7、若存在共振问题，通过对悬置橡胶刚度进行优化或者对后桥结构进行优化，避免产生共振。

2.根据权利要求1所述的振动性能的动力浴传动系统匹配方法，其特征在于：

步骤2中，采用有限元壳单元表示发动机外形，单元基本尺寸8×8mm，用rbe2刚性单元将外壳连接，主节点为发动机质心位置，在质心处赋发动机参数：发动机质量、发动机质心、发动机转动惯量。

3.根据权利要求1所述的振动性能的动力浴传动系统匹配方法，其特征在于：

步骤4中，传动轴、后桥壳单元基本尺寸8×8mm，铸件采用四面体网格，焊缝、螺栓采用rbe2刚性单元模拟，橡胶衬套采用CBUSH单元模拟，运动副采用放开相应自由度的方法模拟。

4.根据权利要求1所述的振动性能的动力浴传动系统匹配方法，其特征在于：优化可选择以下两种方式进行：第一、更换主减齿数或者优化后桥结构，使主减齿轮的啮合频率与后桥绕X轴的旋转模态避开；第二、优化动力总成刚体模态，避开传动轴基频，减小传动轴激励。