汽车驱动桥NVH分析及优化
驱动桥模态分析
对驱动桥进行模态分析,其模型如图1所示,驱动桥噪声频率主要分布在2 000 Hz以内,故用兰索士法计算固有频率从1~2 000 Hz的模态。考虑到实际影响的频率范围,下面只列出一至四阶模态(如图2所示)。
图1 桥壳有限元模型
图2 驱动桥模态
计算后桥模态的目的是为了避开模态,防止产生共振,来自路面的随机激励一般为几赫兹到十几赫兹,而该后桥最低固有频率为102.2 Hz,因此后桥模态不会被路面激励激起产生共振,而该微车发动机怠速为750 r/s,故发动机怠速工况下二阶激励频率为25 Hz,不会激起后桥模态。
由供应商提供的轮胎滚动半径为292 mm,主减主动齿轮齿数为10,被动齿轮齿数为43,通过计算,在42.5 km/h匀速直线工况时,主减啮合频率为277 Hz。可以看出,主减一阶啮合频率与桥壳的第三阶模态重合,发生了共振,这也就是该微车在低速43 km/h左右匀速直线工况下后桥噪声较大的根本原因。
试验模态分析验证
为了验证建模的准确性,对后桥桥壳进行模态试验,将该微车停放在沟渠上,拆除主减齿轮、差速器及传动轴的连接,保证试验状态与分析状态一致,在半轴套管、桥弓、主减壳上一共布置6个测点,为了减少加速度传感器附加质量对模态的影响,用3个加速度传感器分2次测量,采用锤击法对桥壳进行模态试验。前三阶主要振型的模态结果如图3、图4、图5所示,与仿真分析对比,前三阶主要模态振型一致,模态频率也非常接近,可以认为此次仿真建模比较准确,为后续分析打下了良好的基础。
图3 Z向弯曲模态:101.6 Hz
图4 X向弯曲模态:116.4 Hz
图5 绕Y向扭转模态:275.3 Hz
桥壳的辐射噪声分析
采用非耦合直接边界元对驱动桥壳进行外声场辐射噪声分析,声学模型如图6所示,通过前述分析已经找出该驱动桥噪声较大的原因,即主减的啮合频率与277 Hz模态频率耦合导致共振产生。因此,本文在分析声场时,重点关注277 Hz时声场的分布及声压级大小。
图6 桥壳声学边界元网格
图7是频率为277 Hz时桥壳表面声场分布云图,从图7可以看出,主减壳和桥弓区域的声辐射较大,是主要的辐射区域。对比桥壳的振动响应,振动响应较大处也是这2个区域,再对比桥壳在277 Hz时的模态振型发现,这2个区域表现出了主要的振型,说明在277 Hz激励下引起了共振,使桥壳产生较大的振动响应,然后辐射出较大的噪声,最大声压级达到了69.9 dB。图8是频率为277 Hz时场点声场分布云图,桥弓上、下附近区域声压级较大,此外主减壳附近区域的声压级也较大,与桥壳表面声场分布也是一致的,最大声压级为54.6 dB。
图7 277 Hz时桥壳表面声场分布
图8 277 Hz时场点声场分布
基于模态的拓扑优化及结构改进
为解决共振问题,对桥壳进行拓扑优化,首先将该桥壳的第三阶模态上、下限分别设为250 Hz和200 Hz,既降低了模态,又不至于模态过低而引起其他匹配问题,然后在主减壳和桥弓上加一层壳单元,以这一层壳单元和后盖为设计变量空间,最后优化计算得到图9。
图9 基于模态的拓扑优化结果
根据结果可以看出,主减前端需要加强,可以对其进行扩大,桥弓上、下、中间部分也需要加强,在上、下、中间部分起筋条,后盖也需要加厚,通过更改得到的结构如图10所示。
图10 基于模态拓扑优化更改后的桥壳结构
将基于模态拓扑优化下改进的结构进行模态分析,根据前面的分析结果,这里只着重考虑第三阶振型的模态(如图11所示),第三阶模态由原来的277 Hz降到247 Hz,说明该结构的改进措施是有效的。
图11 基于模态拓扑优化改进的结构三阶模态
对改进后的结构进行辐射噪声分析,对比原结构第三阶模态频率处桥壳表面声场和场点声场分布,第三阶模态频率处比原结构降低了3.2 dB,再考虑到由于频率的降低使实际工况下的啮合冲击减少,说明该优化取得了较好的效果。
图12为改进后的结构在277 Hz处桥壳表面声场分布图,由于在该频率处没有模态振型,桥壳表面声场最大声压级为59.7 dB,相比原结构减少了10.2 dB。图13为改进后的结构在277 Hz处场点声场分布图,与表面声场分布类似,最大声压级有了明显的降低,降到46 dB。因此,在43 km/h匀速直线工况下桥壳辐射噪声有了较大的降低。
图12 基于模态拓扑优化改进的结构277 Hz处桥壳表面声场分布
图13 基于模态拓扑优化改进的结构277 Hz处场点声场分布
结论
本文根据问题对后桥进行了模态及辐射噪声分析,然后进行基于模态的拓扑优化,最终解决了后桥在43 km/h匀速直线工况下噪声过大的问题。考虑了主减壳、桥弓铸造结构,对结构改进的可塑性较强,并且有指导性的优化提高了效率。在进行基于模态的拓扑优化时,采用加一层壳单元作为设计变量空间,保证了结果的可用性。
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