吳 潔 ，鄧 欣 ，陳 東

（1.上汽通用五菱汽車股份有限公司重慶分公司，重慶401120；2.江鈴汽車股份有限公司產(chǎn)品開發(fā)技術(shù)中心，江西 南昌330052；3.江西省汽車噪聲與振動(dòng)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，江西 南昌330052）

車輛的NVH屬性是影響其市場表現(xiàn)的重要因素，消費(fèi)者在試車時(shí)第一時(shí)間感受到的整車振動(dòng)及噪聲水平，直接影響著消費(fèi)者的購車欲望。同時(shí)，車輛NVH問題也是司乘人員在使用車輛中抱怨較多的問題，直接影響著產(chǎn)品的聲譽(yù)。車輛的NVH水平已成為其核心競爭力的一部分。而動(dòng)力總成作為車輛重要的振動(dòng)和噪聲源，其振動(dòng)特性直接決定著整車NVH水平。動(dòng)力總成的振動(dòng)包括低頻范圍的剛體振動(dòng)與高頻范圍內(nèi)零部件的彈性振動(dòng)，動(dòng)力總成的異常振動(dòng)，會導(dǎo)致零部件的共振及疲勞破壞，嚴(yán)重影響整車的舒適性及安全性[1]。動(dòng)力總成的彎曲模態(tài)頻率是整車項(xiàng)目開發(fā)過程中重要的參數(shù)指標(biāo)，若動(dòng)力總成的彎曲模態(tài)偏低，易導(dǎo)致動(dòng)力總成的彎曲共振，嚴(yán)重影響整車NVH性能甚至引起破壞問題。對傳統(tǒng)內(nèi)燃機(jī)車型動(dòng)力總成的彎曲模態(tài)頻偏低引起的振動(dòng)問題，國內(nèi)學(xué)者進(jìn)行了大量的研究，李明建[2]等人研究了動(dòng)力總成彎曲共振導(dǎo)致的油底殼開裂及傳動(dòng)軸磨損的問題，通過實(shí)驗(yàn)分析及仿真優(yōu)化，提高動(dòng)力總成的彎曲模態(tài)頻率，從而使得問題得到解決。白玉等人[3]研究了車型常用轉(zhuǎn)速下動(dòng)力總成的共振問題，通過對發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪殼結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)，提高了某動(dòng)力總成彎曲固有頻率，消除了動(dòng)力總成共振問題。

隨著國家對車輛碳排放量要求的越來越嚴(yán)，新能源車型必然成為未來的發(fā)展趨勢。插電式混合動(dòng)力車型 PHEV（Plug in Hybrid Electric Vehicle）車型是新能源車型的重要發(fā)展方向，但是PHEV車型由于電機(jī)的增加，導(dǎo)致動(dòng)力總成質(zhì)量大幅增加，動(dòng)力總成質(zhì)量的增加，易導(dǎo)致動(dòng)力總成的彎曲模態(tài)頻率降低。動(dòng)力總成彎曲模態(tài)頻率不滿足目標(biāo)值要求，可能引起車輛一系列的NVH及疲勞耐久等問題，所以在項(xiàng)目開發(fā)過程中，對PHEV車型動(dòng)力總成彎曲模態(tài)的進(jìn)行控制就至關(guān)重要。本文在基于工程實(shí)測某PHEV車型彎曲模態(tài)頻率不滿足目標(biāo)值的實(shí)際問題，對動(dòng)力總成的彎曲模態(tài)頻率進(jìn)行仿真分析并優(yōu)化，最終使其模態(tài)頻率達(dá)到目標(biāo)值要求。

1 動(dòng)力總成模態(tài)測試

某PHEV車型動(dòng)力總成如圖1所示。模態(tài)實(shí)驗(yàn)中，利用拉索將動(dòng)力總成吊起，使其近似處于自由狀態(tài)。通過力錘錘擊產(chǎn)生隨機(jī)激勵(lì)，實(shí)驗(yàn)采用多點(diǎn)激勵(lì)，多點(diǎn)拾振，逐一拾取響應(yīng)點(diǎn)信號的方法（MIMO法）對動(dòng)力總成進(jìn)行模態(tài)試驗(yàn)，試驗(yàn)一共布置20個(gè)點(diǎn)，試驗(yàn)實(shí)物如圖1所示。

圖1 動(dòng)力總成實(shí)物圖

測試所用系統(tǒng)為LMS Test.Lab系統(tǒng)，根據(jù)實(shí)驗(yàn)采集的各點(diǎn)頻響函數(shù)曲線，利用LMS Test.Lab模態(tài)分析軟件中最小二乘指數(shù)法（PolyMAX）計(jì)算出動(dòng)力總成的綜合頻響函數(shù)，從而得動(dòng)力總成的模態(tài)實(shí)驗(yàn)參數(shù)，包括模態(tài)頻率、對應(yīng)模態(tài)振型及阻尼比。圖2為試驗(yàn)測試所得動(dòng)力總成的橫向及垂向彎曲模態(tài)振型圖。實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明，其一階垂向彎曲模態(tài)頻率為130.8 Hz，一階橫向彎曲模態(tài)頻率為159.8 Hz.

圖2 動(dòng)力總成模態(tài)振型圖

2 動(dòng)力總成模態(tài)分析

2.1 模態(tài)分析理論

基于振動(dòng)理論，具有有限個(gè)自由度的動(dòng)力總成彈性系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)方程，可用動(dòng)載荷虛功原理推導(dǎo)出來，其振動(dòng)微分方程矩陣形式為[4]：

式中：M、C、K分別為系統(tǒng)的質(zhì)量、阻尼、剛度矩陣，F(xiàn)為激勵(lì)力向量。計(jì)算動(dòng)力總成的固有特性，自由模態(tài)分析時(shí)，在模態(tài)提取中，取F為零矩陣。同時(shí)因?yàn)閯?dòng)力結(jié)構(gòu)阻尼對固有頻率和振型影響較小，可忽略，由此可得結(jié)構(gòu)的無阻尼自由振動(dòng)方程可寫為

結(jié)構(gòu)常系數(shù)線性齊次微分方程組，其解的形式可表示為x=x0cos ωt，將該式子代入上述方程，可得

由于動(dòng)力總成自由振動(dòng)中各節(jié)點(diǎn)振幅x0不全為零，所以式（3）的系數(shù)行列式必須等于零，由此得到結(jié)構(gòu)的頻率方程為：

若K、M為 n階則將有n個(gè)不同的角頻率ω0.對每一個(gè)固有頻率可由式（3）確定一組振幅值x0，它們構(gòu)成的向量即為振型。模態(tài)分析實(shí)質(zhì)上就是求特征值問題，求各階振動(dòng)的頻率和陣型。

2.2 動(dòng)力總成有限元模型的建立

該動(dòng)力總成主要由發(fā)動(dòng)機(jī)、變速箱和電機(jī)三部分組成，如圖3所示。利用前處理軟件，對動(dòng)力總成進(jìn)行離散化，建立有限元模型。發(fā)動(dòng)機(jī)缸體、缸蓋油底殼、進(jìn)氣歧管、變速箱殼體、P3電機(jī)等采用2階四面體單元，排氣歧管、油底殼等采用四邊形為主、三角形為輔的殼單元建模。螺栓及軸系采用梁單元模擬，附件采用集中質(zhì)量與轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的形式配重。所建立的有限元模型如圖3所示。

圖3 動(dòng)力總成有限元示意圖

2.3 動(dòng)力總成模態(tài)仿真分析

由于測試所得的動(dòng)力總成的一階垂向彎曲模態(tài)頻率只有130.8 Hz，不滿足目標(biāo)值大于150 Hz要求，當(dāng)動(dòng)力總成的彎曲模態(tài)頻率處于傳動(dòng)系的轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)時(shí)，可能導(dǎo)致共振及疲勞破壞。所以需建立動(dòng)力總成的有限元模型，并進(jìn)行模態(tài)分析及對標(biāo)，以便后續(xù)對動(dòng)力總成的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供指導(dǎo)。分塊Lanczos法進(jìn)行模態(tài)分析具有快速高效的特點(diǎn)，利用有限元分析軟件MSC.Nastran，采用分塊Lanczos法對該動(dòng)力總成的模態(tài)進(jìn)行仿真分析。動(dòng)力總成彎曲模態(tài)分析結(jié)果如圖4所示，分析結(jié)果表明其一階垂向彎曲模態(tài)頻率為132.8 Hz，與實(shí)驗(yàn)誤差為1.53%；一階橫向彎曲模態(tài)頻率為146.3 Hz，與實(shí)驗(yàn)誤差為8.13%.仿真所得的結(jié)果與實(shí)驗(yàn)誤差較小，驗(yàn)證了有限元模型的可靠性。

圖4 動(dòng)力總成模態(tài)分析結(jié)果

3 動(dòng)力總成優(yōu)化設(shè)計(jì)

圖5為一階垂向彎曲模態(tài)時(shí)，動(dòng)力總成的應(yīng)變能示意圖。如圖5方框位置所示，在離合器殼體和發(fā)動(dòng)機(jī)連接區(qū)域處，以及P3電機(jī)和變速箱殼體連接處的應(yīng)變能較大，這表明發(fā)動(dòng)機(jī)和離合器殼體之間，以及P3電機(jī)和變速箱殼體之間連接偏弱，這些區(qū)域偏弱是導(dǎo)致動(dòng)力總成一階彎曲模態(tài)頻率的重要因數(shù)。另外，依據(jù)文獻(xiàn)[3]可知，離合器殼體剛度也是影響動(dòng)力總成彎曲固有頻率的重要因素之一。

圖5 彎曲模態(tài)頻率時(shí)，動(dòng)力總成應(yīng)變能示意圖

綜上分析和工程經(jīng)驗(yàn)，欲實(shí)現(xiàn)動(dòng)力總成彎曲模態(tài)頻率的提升，主要采取措施有：

（1）加強(qiáng)離合器殼體的設(shè)計(jì)。圖6為優(yōu)化前、后離合器殼體示意圖。如圖6（a）所示，優(yōu)化前，離合器殼體應(yīng)變能位置較大的區(qū)域加強(qiáng)筋較少，離合器殼體剛度較弱。為提高離合器殼體的剛度，對應(yīng)變能較大的區(qū)域增加加強(qiáng)筋設(shè)計(jì)，如圖6（b）所示。

圖6 離合器殼體示意圖

（2）加強(qiáng)動(dòng)力總成的連接。如圖7為加強(qiáng)動(dòng)力總成連接示意圖，如圖7所示，在發(fā)動(dòng)機(jī)和離合器殼體處增加連接支架，加強(qiáng)發(fā)動(dòng)機(jī)和離合器殼體之間的連接。在P3電機(jī)和變速箱殼體之間增加連接支架，加強(qiáng)P3電機(jī)和變速箱殼體之間的連接。

圖7 優(yōu)化動(dòng)力總成連接示意圖

動(dòng)力總成進(jìn)行的優(yōu)化設(shè)計(jì)后，對動(dòng)力總成的有限元模型進(jìn)行更新，并進(jìn)行模態(tài)分析，以校核優(yōu)化后動(dòng)力總成的優(yōu)化效果。優(yōu)化后，動(dòng)力總成的彎曲模態(tài)分析結(jié)果如圖8所示，優(yōu)化后，動(dòng)力總成的一階橫向彎曲模態(tài)頻率為159.1 Hz，一階垂向模態(tài)頻率為171.8 Hz，動(dòng)力總成的彎曲模態(tài)頻率滿足設(shè)計(jì)目標(biāo)值要求。

圖8 優(yōu)化后，動(dòng)力總成模態(tài)分析結(jié)果

4 結(jié)論

（1）對動(dòng)力總成的彎曲模態(tài)頻率進(jìn)行了測試，并建立了動(dòng)力總成的仿真分析有限元模型，仿真分析結(jié)果與實(shí)驗(yàn)測試所得結(jié)果相當(dāng)，驗(yàn)證了仿真分析模型的準(zhǔn)確性。

（2）通過仿真分析，指導(dǎo)和優(yōu)化了動(dòng)力總成的設(shè)計(jì)。如增加離合器殼體剛度，增強(qiáng)動(dòng)力總成的連接等，提高了動(dòng)力總成的彎曲模態(tài)頻率，滿足設(shè)計(jì)目標(biāo)要求。

（3）仿真分析和實(shí)驗(yàn)測試相結(jié)合的手段，可為產(chǎn)品的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供理論指導(dǎo)，特別是在產(chǎn)品研發(fā)前期，應(yīng)大力推進(jìn)仿真分析預(yù)測產(chǎn)品屬性，以減少開發(fā)費(fèi)用，提高產(chǎn)品研發(fā)成功率。

參考文獻(xiàn)：

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[4]傅志方，華宏星．模態(tài)分析理論與應(yīng)用[M]．上海：上海交通大學(xué)出版社，2000.