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【摘要】本文首先通過有限元的方法分別計算出抗扭拉桿大、小端襯套的六向剛度值，再建立抗扭拉桿的彈性模態(tài)分析模型，計算出抗扭拉桿的前六階彈性模態(tài)并探討了大小襯套剛度的變化對抗扭拉桿彈性模態(tài)的影響，并把計算值與實測值進行比較，驗證了抗扭拉桿剛體模態(tài)計算模型及計算方法的有效性。最后建立了包括抗扭拉桿、副車架、前車體以及動力總成的聯合仿真模型，計算了抗扭拉桿以及副車架在整車狀態(tài)下的模態(tài)，找到了某個車型加速咚咚聲的原因，并提出了解決方案。該流程對乘用車NVH性能開發(fā)及聲品質提升有一定的指導意義。 關鍵詞：抗扭拉桿彈性模態(tài) 模態(tài)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 隨著發(fā)動機橫置、前置前驅動形式車型的廣泛應用，抗扭拉桿作為懸置彈性元件在動力總成隔振系統(tǒng)中得到了廣泛應用。在懸置系統(tǒng)中，抗扭拉桿一端與動力總成相連，另一端與車身或者副車架相連，抗扭拉桿兩端均有橡膠襯套或者液壓襯套。汽車動力總成抗扭拉桿懸置襯套是將動力總成與后車架連接的關鍵部件之一。其作用一方面是車輛在多種行駛工況下傳遞作用在動力總成上的力和力矩;另一方面，懸置橡膠襯套可以減少動力總成對車輛的沖擊，其襯套結構及剛度值對車輛NVH特性影響較大。 實際NVH測試表明，抗扭拉桿+大端襯套+小端襯套系統(tǒng)的剛體模態(tài)有時會對NVH性能產生較大影響，如果小端襯套剛度較低或者抗扭拉桿本身骨架設計不合理，會系統(tǒng)的剛體模態(tài)低，振動響應的幅值會變大，而且可能會與副車架模態(tài)耦合，導致NVH問題變得突出。因此某些情況下不得不在抗扭拉桿上額外增加吸振器以抑制剛體模態(tài)帶來的問題。 本文首先通過有限元的方法分別計算出抗扭拉桿中大小襯套的六向剛度值(X/Y/Z/RX/RY/RZ)，再建立扛扭拉桿的彈性模態(tài)分析模型，計算出抗扭拉桿的前六階彈性模態(tài)并探討了大小襯套剛度的變化對抗扭拉桿彈性模態(tài)的影響，并把計算值與實測值進行比較，驗證了抗扭拉桿剛體模態(tài)計算模型及計算方法的有效性。最后建立了包括抗扭拉桿、副車架、前車體以及動力總成的聯合仿真模型，計算了抗扭拉桿以及副車架在整車狀態(tài)下的模態(tài)，找到了某個車型加速咚咚聲的原因，并提出了解決方案。
圖1 抗扭拉桿結構圖 1、大小端襯套六向剛度有限元計算 1.1大端襯套有限元模型 抗扭拉桿大端襯套的結構見圖2。其中內芯的材料是鑄鋁，與橡膠硫化在一起，通過螺栓與副車架相連，外圈直接與拉桿硫化在一起，圖為大端襯套的有限元模型。由于橡膠體的變形遠遠大于金屬件的變形，因此在分析時可以忽略金屬件的影響，值考慮橡膠變形，從而忽略內芯和拉桿支架的有限元模型。
圖2 大端襯套結構及有限元模型 有限元模型單元類型采用C3D4H四面體單元，單元最大尺寸2mm,單元數量33841個，橡膠材料選用N50，橡膠材料參數的測定方法參考文獻。將橡膠體與內芯硫化面的所有節(jié)點關聯到內管的集合中心點（加載點）上，在計算橡膠體的六向靜剛度時，在內管的加載點上試駕相應的載荷即可。大端襯套的六向靜剛度有限元計算結果見圖3~圖8。 1.2 大端襯套剛度計算結果 大端襯套六向靜剛度有限元計算結果及相應變形圖見圖3~圖8所示：
圖3大端襯套X向靜剛度及其變形圖
圖4 大端襯套Y向靜剛度及其變形圖
圖5 大端襯套Z向靜剛度及其變形圖
圖6 大端襯套RX向靜剛度及其變形圖
圖7 大端襯套RY向靜剛度及其變形圖
圖8大端襯套RZ向靜剛度及其變形圖 由圖3~圖8可得大端襯套六向剛度如表1所示(動剛度為在靜剛度的基礎上乘1.4系數）： 表1 大端襯套各向剛度計算值
抗扭拉桿中的小端襯套的結構簡圖見，其內芯的材料采用鑄鋁，與橡膠硫化在一起，通過螺栓與動力總成相連。由于小襯套橡膠體的變形遠遠大于金屬件的變形，因此在分析時可以忽略金屬件的變形，只考慮橡膠變形，從而忽略內管的有限元模型。有限元模型單元類型采用六面體C3D8H單元，單元最大尺寸2mm,單元數量5120個，橡膠體材料選用N60。 小端襯套壓入金屬拉桿的小端后，橡膠體的形狀會發(fā)生變化，同時影響到其靜剛度值，因此進行分析計算時約束條件定義為：將橡膠體與內管硫化面的所有節(jié)點關聯到內管的幾何中心點（加載點）上，定義橡膠體的外表面與金屬拉桿小端孔內表面的接觸面，如圖所示；在加載點上施加相應的載荷。小襯套的六向靜剛度有限元分析結果見圖。
圖9 小端襯套結構及有限元模型 1.4小端襯套剛度計算結果 由于小端襯套結構的對稱性，X向與Z向的線性靜剛度相同，同理X向和Z向的扭轉靜剛度也相同，六向靜剛度的仿真曲線見圖10.
圖10 小端襯套各向靜剛度計算值 由圖8可得小端襯套六向剛度如表2所示： 表2小端襯套各向剛度計算值
2.1抗扭拉桿彈性模態(tài)計算模型 本文所研究的抗扭拉桿的結構見圖見，大端襯套安裝在金屬拉桿的大端，小端襯套安裝在變速器后支架上。金屬拉桿的有限元模型單元類型采用四面體單元C3D4H,單元最大尺寸2mm,單元個數85516，材料為選用壓鑄鋁，材料密度為2.7e-9,彈性模量和泊松比分別為72500和0.33。將大小端襯套六向剛度（見表1）設置到加載點上，并在大小端附加質量點，最后得到的抗扭拉桿彈性模態(tài)計算有限元分析模型如圖11所示。
圖11 抗扭拉桿彈性模態(tài)計算有限元分析模型 2.2抗扭拉桿彈性模態(tài)計算結果 把圖11中有限元計算模型提交計算，得到抗扭拉桿前六階彈性模態(tài)如表3所示。 表3 抗扭拉桿彈性模態(tài)計算值
抗扭拉桿的彈性模態(tài)前幾階有可能會和柔性或剛性副車架的模態(tài)耦合，從而導致整車NVH問題。柔性副車架的垂向模態(tài)大約100HZ左右,而剛性副車架一階模態(tài)一般在200HZ左右，都有可能與抗扭拉桿前幾階模態(tài)耦合，因此在設計拉桿襯套結構時要考慮與副車架的模態(tài)避開。 以下對大小端襯套的剛度分別提升和降低20%進行彈性模態(tài)計算，與原始值進行比較，計算結果見表4。從表中可以發(fā)現如下規(guī)律：小端襯套剛度變化對前三階模態(tài)影響較小，而大端襯套變化則剛好相反；大端襯套變化對后三階模態(tài)影響較小，而小端剛好相反。 表4 大小端襯套剛度變化對抗扭拉桿彈性模態(tài)的影響
3.1 加速咚咚聲問題 某新開發(fā)車型在加速時車內前排可聽到“咚咚”聲異響，在2000~3000rpm轉速區(qū)間內尤為明顯。對車內噪聲頻譜分析，該異響主要頻段為180Hz~260Hz范圍內共振帶。駕駛員右耳噪聲瀑布圖見圖12所示。
圖12 駕駛員右耳噪聲瀑布圖 3.2 原因分析 發(fā)動機導致的噪聲與振動除了與頻率有關外，還與發(fā)動機的轉速及發(fā)火階次有關。發(fā)動機激勵的三大特征為：階次特征、頻率特征和轉速特征。其頻率（f)與階次之間有如下關系：f=n/60*N。式中，f是頻率;n是發(fā)動機轉速；N是發(fā)火階次。 3.2.1 傳遞路徑分析 從圖12中可知咚咚聲的來源為200~260Hz之間的共振帶，初步判斷為發(fā)動機本體振動所致，對變速器殼體及油底殼加速度振動測試，發(fā)現變速箱及油底殼也存在210~260Hz共振帶（見圖13），與車內噪聲問題頻帶較為吻合。
圖13 變速器殼體及油底殼加速度振動測試 3.2.2 模態(tài)測試 進行抗扭拉桿與副車架的彈性模態(tài)分析得出，抗扭拉桿二階繞Z向旋轉彈性模態(tài)209HZ，而副車架一階彎曲模態(tài)205HZ。根據以上分析后，在整車約束狀態(tài)下進行了副車架試驗模態(tài)測試，傳感器布置示意圖如圖14所示，從測試數據看，副車架存在垂向的整體振動，振動頻率為217HZ。其振型圖見圖15所示。
圖14 副車架模態(tài)測試傳感器布置圖
圖15 副車架測試模態(tài)振型圖 隨后對抗扭拉桿進行了靜態(tài)約束頻響測試，傳感器的布置示意圖見圖16所示，從測試數據看，抗扭拉桿垂向模態(tài)為197HZ，頻響圖見圖17所示。
圖16 抗扭拉桿模態(tài)測試傳感器布置示意圖
圖17 抗扭拉桿模態(tài)測試結果 接下來通過建立抗扭拉桿、前車體、副車架以及動力總成特性為基礎的聯合仿真模型仿真分析來確認該問題。建立的ABAQUS模型見圖18所示，模型邊界包括了動力總成及其質量特性，三個懸置，副車架和車身。輸入各懸置襯套剛度，約束車身，進行約束模態(tài)分析，得到分析模態(tài)結果，其中副車架一階模態(tài)為205HZ（振型圖見圖19）?？古だ瓧U前三階模態(tài)分別為94HZ,133HZ及209HZ,其第三階模態(tài)209HZ(見圖20）與副車架一階模態(tài)205HZ非常接近，存在模態(tài)耦合。
圖18 懸置系統(tǒng)與副車架聯合仿真模型
圖19 副車架一階模態(tài)振型圖
圖20 抗扭拉桿模態(tài)振型圖 從以上測試及CAE分析結構來看可知扛扭拉桿與副車架存在模態(tài)耦合，發(fā)動機激勵引起抗扭拉桿與副車架產生共振，導致激勵放大，通過副車架傳遞到車身，從而產生咚咚聲。 5.3 方案驗證 分別制作了兩個不同的方案進行驗證，方案一為只更改主簧結構，方案二為主簧及骨架結構均更改。三種方案結構見圖所示，三種方案襯套CAE仿真動剛度如表5所示。
圖21 抗扭拉桿方案對比圖 表5 抗扭拉桿三種方案六向動剛度計算值
表6 三種方案模態(tài)對比
更改抗扭拉桿懸置橡膠襯套主簧結構，襯套主方向靜剛度保持不變，僅改變了限位距離，調整了非線性曲線拐點的位置。裝車進行測試，發(fā)現駕駛員右耳位置200Hz至260Hz頻帶相對原狀態(tài)共振有所降低。駕駛員耳旁噪聲改善較為明顯（見圖22）。
圖22 原方案與方案一駕駛員耳旁噪聲瀑布圖對比 5.3.2 方案二驗證結果 方案二在抗扭拉桿骨架不變的情況下，按照方案一的主簧結構調整了剛度，通過對比測試數據發(fā)現，針對此異響200-260Hz共振帶，該方案效果明顯，200-260Hz車內噪聲及副車架振動都明顯減?。ㄒ妶D23），車內4階噪聲3000轉峰值明顯改善（見圖24）。
圖23 原方案與方案二副車架振動對比
圖24原方案與方案二駕駛員耳旁噪聲對比 6、結論 （1）后懸置開發(fā)過程中，需要考慮抗扭拉桿垂向彈性模態(tài)和副車架模態(tài)避頻，避頻要達到20HZ以上。 （2）抗扭拉桿與副車架模態(tài)耦合會把發(fā)動機激勵放大，傳遞到車身，通過抗扭拉桿彈性模態(tài)避頻，可以避免二者產生共振，消除后懸置路徑對發(fā)動機激勵的放大作用，解決該車型咚咚聲異響問題。 參考文獻： [1] 徐峰等. 抗扭拉桿對整車性能影響的分析與應用[J]. 上海汽車, 2010, (10):27-30. [2] 張偉等.動力總成懸置系統(tǒng)防扭拉桿等效剛度的計算與應用[J].汽車技術，2012（12）：40~43 [3] 胡培龍.含防扭拉桿的動力總成懸置系統(tǒng)固有特性的研究[D].廣州：華南理工大學，2011年6月 [4] 武守濤等.基于拉桿式懸置剛體模態(tài)控制的加速車內轟鳴聲優(yōu)化[J]. 2 0 1 6 中國汽車工程學會年會論文集 另：本文所述問題的解決一共產生了四項企業(yè)標準： [1] 動力總成懸置抗扭拉桿彈性模態(tài)計算分析方法 [2] 動力總成懸置抗扭拉桿等效剛度計算分析方法 [3] 動力總成懸置抗扭拉桿襯套扭轉剛度計算分析方法 [4] 動力總成懸置抗扭拉桿及副車架模態(tài)耦合分析方法 |
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