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汽車(chē)驅(qū)動(dòng)橋NVH 性能分析與優(yōu)化

2020-03-27 09:41:24·  來(lái)源：EDC電驅(qū)未來(lái)  
　
汽車(chē)驅(qū)動(dòng)橋NVH 性能分析與優(yōu)化焦東風(fēng)EDC電驅(qū)未來(lái)前天點(diǎn)擊上方右側(cè)EDC電驅(qū)未來(lái)可訂閱哦！下載方式，詳見(jiàn)文末?。。『篁?qū)動(dòng)橋是汽車(chē)底盤(pán)傳動(dòng)系統(tǒng)的重要組成部分，同
 
后驅(qū)動(dòng)橋是汽車(chē)底盤(pán)傳動(dòng)系統(tǒng)的重要組成部分，同時(shí)也是主要噪聲源之一，它的NVH性能對(duì)整車(chē)NVH性能有直接影響。國(guó)內(nèi)外學(xué)者對(duì)后驅(qū)動(dòng)橋NVH性能的分析與優(yōu)化開(kāi)展了大量研究，主要體現(xiàn)在以下4方面：（1）利用CAD／CAE技術(shù)，對(duì)驅(qū)動(dòng)橋進(jìn)行模態(tài)分析、噪聲輻射分析、瞬態(tài)響應(yīng)分析和振動(dòng)噪聲仿真分析，優(yōu)化產(chǎn)品結(jié)構(gòu)及尺寸，取得了一定的降噪效果［1-12］；（2）實(shí)車(chē)NVH測(cè)試，通過(guò)瀑布圖分析和階次曲線(xiàn)分析相結(jié)合的方法對(duì)NVH性能進(jìn)行了研究，并通過(guò)主減速器齒輪嚙合斑點(diǎn)調(diào)整優(yōu)化及增加吸聲結(jié)構(gòu)實(shí)現(xiàn)NVH性能提升［13-15］；（3）后橋試驗(yàn)臺(tái)架測(cè)試，在加速、減速等不同工況下，對(duì)驅(qū)動(dòng)橋進(jìn)行噪聲功率、表面聲強(qiáng)、表面聲壓、表面振速和相應(yīng)的頻譜的測(cè)量與分析，采取阻尼降噪、設(shè)計(jì)參數(shù)優(yōu)化等方法實(shí)現(xiàn)驅(qū)動(dòng)橋降噪［16-20］；（4）對(duì)故障件本身分析，基于驅(qū)動(dòng)橋總成振動(dòng)與噪聲產(chǎn)生機(jī)理，對(duì)主減速器總成裝配質(zhì)量、主從動(dòng)齒輪制造質(zhì)量等關(guān)鍵因素分析優(yōu)化，實(shí)現(xiàn)了主減速器總成降噪的目的［21-23］。

雖然上述研究對(duì)汽車(chē)驅(qū)動(dòng)橋NVH性能分析與優(yōu)化做了很多工作，取得許多成果，但仍然存在一些不足：（1）系統(tǒng)研究不足，僅從CAD／CAE技術(shù)和NVH實(shí)車(chē)測(cè)試等分別展開(kāi)研究，沒(méi)有根據(jù)以上研究方法特性，建立系統(tǒng)的分析方法；（2）CAD／CAE技術(shù)分析法所使用的軟件各異，具體分析過(guò)程各異，分析結(jié)果的可信度各異，沒(méi)有對(duì)不同軟件分析過(guò)程進(jìn)行優(yōu)劣分析；（3）理論分析與實(shí)際效果驗(yàn)證未充分關(guān)聯(lián)，以致理論分析結(jié)果可信度待定。

本文中主要通過(guò)建立驅(qū)動(dòng)橋NVH性能系統(tǒng)分析的流程及方法，對(duì)模態(tài)分析、噪聲輻射分析等CAE分析所使用軟件及其分析過(guò)程方法進(jìn)行研究，以選擇恰當(dāng)分析軟件及方法，并通過(guò)實(shí)車(chē)驅(qū)動(dòng)橋NVH最終測(cè)試來(lái)驗(yàn)證以上兩項(xiàng)研究目標(biāo)是否達(dá)成。驅(qū)動(dòng)橋NVH性能系統(tǒng)分析流程如圖1所示，本文中以某客車(chē)在60～65 km／h加速行駛工況出現(xiàn)噪聲大的問(wèn)題為例進(jìn)行分析研究。
 
圖1 驅(qū)動(dòng)橋NVH性能系統(tǒng)分析流程

1 模態(tài)分析

對(duì)后驅(qū)動(dòng)橋進(jìn)行模態(tài)分析，目的是得到各階模態(tài)頻率，來(lái)確認(rèn)其是否與其他激勵(lì)源產(chǎn)生共振。前期研究結(jié)果表明，后橋噪聲主要是主減速器齒輪嚙合沖擊通過(guò)軸承傳至后橋殼產(chǎn)生振動(dòng)引起的輻射噪聲，差速器在普通工況下一般不起作用［24］，本文中主要是對(duì)后橋殼進(jìn)行模態(tài)分析。

1.1 有限元建模

采用UG軟件系統(tǒng)建模，網(wǎng)格劃分過(guò)程中，主減速器殼選取四面體單元?jiǎng)澐?，單元質(zhì)量主要控制參數(shù)如表1所示，最后給各個(gè)部件賦相應(yīng)的厚度和材料屬性，如表2所示。

表1 單元質(zhì)量控制參數(shù)
 
表2 零部件屬性設(shè)定參數(shù)
 
將模型導(dǎo)入ansys workbench得到的有限元模型如圖2所示，有820 039個(gè)單元，492 603個(gè)節(jié)點(diǎn)。
 
圖2 橋殼有限元模型

1.2 有限元分析結(jié)果

前期研究得出驅(qū)動(dòng)橋噪聲頻率主要分布在2 000 Hz以?xún)?nèi)［24］，將建好的驅(qū)動(dòng)橋殼模型導(dǎo)入ansys workbench，設(shè)置頻率1～2 000 Hz，計(jì)算固有頻率1～2 000 Hz的模態(tài)。計(jì)算得到各階模態(tài)振型及其對(duì)應(yīng)的頻率，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，4階模態(tài)后對(duì)共振的影響很小，在此僅列出1～4階模態(tài)，如圖3～圖6所示。

表3列出了1～4階模態(tài)頻率以及振型描述。來(lái)自路面的隨機(jī)激勵(lì)一般在幾赫茲到十幾赫茲，而該后橋最低固有頻率為367 Hz，所以后橋橋殼模態(tài)不會(huì)被路面激勵(lì)激起產(chǎn)生共振，而該車(chē)型無(wú)發(fā)動(dòng)機(jī)，也不會(huì)激起后橋模態(tài)。

主減速器齒輪嚙合頻率由式（1）計(jì)算得到。
 
式中：n2為被動(dòng)齒輪齒數(shù)，被動(dòng)齒輪齒數(shù)為43；v為汽車(chē)行駛速度；r為輪胎滾動(dòng)半徑，r＝323 mm。

在62.3 km／h加速行駛工況時(shí)，主減速器齒輪嚙合頻率為367 Hz。根據(jù)圖3分析結(jié)果可知驅(qū)動(dòng)橋殼1階模態(tài)為367 Hz，主減速器齒輪1階嚙合頻率與橋殼的第1階模態(tài)重合，發(fā)生了共振，是該車(chē)型在60～65 km／h左右加速直線(xiàn)工況后橋噪聲較大的根本原因。在后續(xù)的計(jì)算中，關(guān)注驅(qū)動(dòng)橋殼第1階模態(tài)頻率處的振動(dòng)噪聲。
 
圖3 1階模態(tài)：367 Hz
圖4 2階模態(tài)：477 Hz
圖5 3階模態(tài)：588 Hz

表3 2 000 Hz以?xún)?nèi)各階模態(tài)頻率及振型
汽車(chē)驅(qū)動(dòng)橋NVH 性能分析與優(yōu)化4
 
圖6 4階模態(tài)：701 Hz

2 振動(dòng)響應(yīng)分析

振動(dòng)響應(yīng)分析的目的是確定響應(yīng)較大部位，以實(shí)現(xiàn)后續(xù)精準(zhǔn)優(yōu)化。頻率響應(yīng)分析是指結(jié)構(gòu)對(duì)某載荷（可以是沖擊載荷，也可能是一頻率在一定范圍內(nèi)的載荷）的響應(yīng)。根據(jù)驅(qū)動(dòng)橋噪聲機(jī)理，以及驅(qū)動(dòng)橋NVH性能分析需要，在進(jìn)行頻率響應(yīng)分析前，需要先計(jì)算其軸承的載荷。

2.1 差速器軸承載荷計(jì)算

為確定后橋內(nèi)軸承的載荷，須先對(duì)準(zhǔn)雙曲面齒輪進(jìn)行嚙合受力分析，圖7為主動(dòng)齒輪齒面受力圖。該主動(dòng)小齒輪旋向?yàn)樽笮?，沿X軸方向看去，汽車(chē)前進(jìn)時(shí)旋轉(zhuǎn)方向?yàn)轫槙r(shí)針?lè)较?，被?dòng)齒輪作用在主動(dòng)齒輪節(jié)錐面上齒面寬中點(diǎn)M處齒面法向力為F T。在法平面內(nèi)，F(xiàn) T可分解為位于節(jié)錐切面內(nèi)的力F N和與OM垂直的力F f，F(xiàn) N和F f相互垂直，F(xiàn) f和F T之間的夾角為法向壓力角α。在節(jié)錐的切面內(nèi)，F(xiàn) f可分解為沿節(jié)錐母線(xiàn)即OM方向的力F S和切線(xiàn)方向的圓周力F，F(xiàn) S和F也相互垂直，F(xiàn)和F f之間的夾角則為螺旋角β。

根據(jù)圖7主動(dòng)齒輪受力分析可得

 
圖7 主動(dòng)齒輪齒面受力圖
 
汽車(chē)驅(qū)動(dòng)橋NVH 性能分析與優(yōu)化5
 
繼而得出主動(dòng)齒輪軸向力F ap和徑向力F Rp，從動(dòng)齒輪的軸向力F aG和徑向力F RG。
 
當(dāng)主被動(dòng)齒輪轉(zhuǎn)向和螺旋角方向相應(yīng)改變時(shí)，上述各受力計(jì)算公式也要做相應(yīng)的改變，所有情況組合受力計(jì)算公式［25］如表4所示。

表4 主被動(dòng)齒輪所受軸向力和徑向力
汽車(chē)驅(qū)動(dòng)橋NVH 性能分析與優(yōu)化6
 
表4中主被動(dòng)齒輪公式中分別對(duì)應(yīng)著各自的參數(shù)，其中γ為節(jié)錐角，在計(jì)算主動(dòng)小齒輪時(shí)可用齒頂面錐角近似代替，計(jì)算被動(dòng)大齒輪的時(shí)候可用齒根面錐角近似代替。另外，公式中計(jì)算出的力的正負(fù)代表著不同方向，對(duì)于主動(dòng)齒輪，軸向力為正，方向離開(kāi)錐頂，反之，指向錐頂。徑向力為正，方向向內(nèi)使齒輪離開(kāi)相配齒輪，反之方向向外使齒輪靠近相配齒輪。被動(dòng)齒輪受力方向判定規(guī)則與主動(dòng)齒輪相反。

主減速器軸承布置如圖8所示，其中包括A、B、C和D 4個(gè)圓錐滾子軸承。尺寸a為A軸承受力中心至主動(dòng)齒輪齒面節(jié)圓距離，尺寸b為A與B軸承受力中心距離，尺寸c為C軸承受力中心與被動(dòng)齒輪齒面節(jié)圓距離，尺寸d為D軸承受力中心與被動(dòng)齒輪齒面節(jié)圓距離，D m1為主動(dòng)齒輪齒面節(jié)圓直徑，D m2為被動(dòng)齒輪齒面節(jié)圓直徑。
圖8 后橋主減速器布置形式

在確定了齒面上的圓周力、軸向力和徑向力以后，根據(jù)齒輪和軸承布置的相關(guān)尺寸和參數(shù)，在整車(chē)坐標(biāo)系中對(duì)其進(jìn)行受力分析，圖9～圖12分別為主動(dòng)齒輪軸、差速器軸受力分析簡(jiǎn)化圖。
圖9 主動(dòng)齒輪軸XY平面受力分析簡(jiǎn)化圖
 
汽車(chē)驅(qū)動(dòng)橋NVH 性能分析與優(yōu)化7
圖10 主動(dòng)齒輪軸XZ平面受力分析簡(jiǎn)化圖
 
圖11 差速器軸XY平面受力分析簡(jiǎn)化圖
 
圖12 差速器軸YZ平面受力分析簡(jiǎn)化圖

F A X、F A Y分別為軸承A所受的軸向力、徑向力，F(xiàn) B X、F B Y分別為軸承B所受的軸向力、徑向力，F(xiàn) A Z、F B Z分別為A、B軸承在Z向承受的力，F(xiàn) C X、F C Y分別為軸承C所受的軸向力、徑向力，F(xiàn) D X、F D Y分別為軸承D所受的軸向力、徑向力，F(xiàn) C Z、F D Z分別為C、D軸承在Z向承受的力。

通過(guò)受力分析計(jì)算，可得A、B、C、D軸承所承受的徑向力F RA、F RB、F RC、F RD：


汽車(chē)驅(qū)動(dòng)橋NVH 性能分析與優(yōu)化8
 
齒輪參數(shù)數(shù)據(jù)如表5所示。另外，圖8中a＝25 mm，b＝55 mm，c＝87 mm，d＝88 mm，在這里最終主要是得到軸承受載比，所以令F＝50 N，則F2＝
當(dāng)該車(chē)前進(jìn)行駛時(shí)主動(dòng)齒輪從X軸方向看為順時(shí)針，旋轉(zhuǎn)方向?yàn)樽笮?，根?jù)表4中的公式代入相應(yīng)的數(shù)據(jù)可得F ap＝56.22 N，F(xiàn) Rp＝21.94 N，F(xiàn) aG＝50.11 N，F(xiàn) RG＝42.06 N。再將得到的齒輪徑向力和軸向力代入到軸承徑向力公式中，F(xiàn) A y＝-70.34 N，F(xiàn) A z＝-56.94 N，得F RA＝90.498 N，F(xiàn) B y＝14.11 N，F(xiàn) B z＝8.086 N，F(xiàn) RB＝16.263 N，F(xiàn) C x＝21.94 N，F(xiàn) C z＝22.05 N，F(xiàn) RC＝31.106 N，F(xiàn) D x＝10.82 N，F(xiàn) D z＝-26.81 N，F(xiàn) RD＝28.911 N。
 
表5 主減速器齒輪參數(shù)
 
表6列出了軸承代號(hào)及布置形式。4個(gè)軸承都為圓錐滾子軸承，計(jì)算所受軸向載荷要先判斷哪一側(cè)壓緊。查軸承手冊(cè)［26］可知，靠近主齒端A軸承計(jì)算系數(shù)Y＝1.9，由公式可得軸承派生軸向力
F A x＝10.63 N，同理，查得B軸承計(jì)算系數(shù)Y＝2，B軸承派生軸向力F B x＝21.75 N，C、D軸承的計(jì)算系數(shù)Y＝1.6，C、D軸承的派生軸向力分別為F C y＝35.81 N，F(xiàn) D y＝20.4 N。對(duì)于主減速器端軸承對(duì)，F(xiàn) ap＋F B x＞F A x，靠近主減速器齒輪A軸承被壓緊，F(xiàn) A x＝F ap＋F B x＝77.97 N，同理，F(xiàn) aG＋F Cy＞F D y，D軸承被壓緊，修正F D y＝F aG＋F C y＝85.92 N。
 
表6 軸承代號(hào)及布置形式
 
2.2 振動(dòng)響應(yīng)分析

使用模態(tài)分析結(jié)果，計(jì)算橋殼振動(dòng)響應(yīng)，求解已知1～2 000 Hz頻段的所有結(jié)果。將頻率范圍設(shè)成1～2 000 Hz。前面己經(jīng)算出4個(gè)軸承的受力分配情況，在做頻響分析時(shí)須在4個(gè)軸承處施加動(dòng)態(tài)激勵(lì)，采用諧響應(yīng)來(lái)進(jìn)行分析。

選擇模態(tài)疊加法來(lái)進(jìn)行分析，ANSYS workbench求解，得到結(jié)果文件。

圖13為367 Hz激勵(lì)下振動(dòng)位移分布云圖，該頻率點(diǎn)處恰有第1階模態(tài)，振型表現(xiàn)為后油蓋局部扭轉(zhuǎn)，振動(dòng)響應(yīng)也相對(duì)較大，最大位移達(dá)到了0.641 53 mm。另外此處頻率相對(duì)較高，對(duì)聲壓有一定的影響。振動(dòng)較大區(qū)域還是分布在后油蓋處，再一次印證后油蓋為主要的聲輻射區(qū)域，后續(xù)的優(yōu)化部位應(yīng)該為此處。

圖13 367 Hz激勵(lì)下振動(dòng)位移分布云圖

3 聲學(xué)仿真分析

由于驅(qū)動(dòng)橋殼及減速器殼局部結(jié)構(gòu)不同，噪聲輻射結(jié)果體現(xiàn)在表面及外部的也是不一樣的，在橋殼頻率響應(yīng)分析完成后，再對(duì)其進(jìn)行聲學(xué)仿真分析，可以確定噪聲輻射較大部位，以實(shí)現(xiàn)后續(xù)更精準(zhǔn)的結(jié)構(gòu)優(yōu)化。

3.1 聲學(xué)仿真分析流程與方法

根據(jù)噪聲源物理特性，可將噪聲分為氣體動(dòng)力噪聲、機(jī)械噪聲和電磁性噪聲；根據(jù)噪聲的頻率成分分類(lèi)，可將噪聲分為高頻噪聲、中頻噪聲和低頻噪聲。研究方法主要有邊界元法、有限元法和統(tǒng)計(jì)能量法。主流聲學(xué)軟件Virtual.Lab Acoustic以邊界元為主，具備振動(dòng)噪聲的有限元解算器；Actran以有限元為基礎(chǔ)，擅長(zhǎng)氣動(dòng)／流動(dòng)噪聲、聲振耦合、隔聲降噪與聲疲勞等問(wèn)題分析；VA-One以統(tǒng)計(jì)能量法為基礎(chǔ)，適用于高頻振動(dòng)噪聲問(wèn)題。驅(qū)動(dòng)橋噪聲屬中低頻振動(dòng)噪聲，宜采用邊界元法分析，因此選Virtual.Lab Acoustic軟 件 的Harmonic／Transient Acoustic FEM／BEM模塊。具體分析流程如圖14所示。

圖14 聲學(xué)分析流程圖

3.2 聲學(xué)邊界元網(wǎng)格模型的建立

Virtual.Lab Acoustic在進(jìn)行聲學(xué)計(jì)算時(shí)，須保證最小波長(zhǎng)內(nèi)有6個(gè)單元，最大的單元邊長(zhǎng)要小于最高計(jì)算頻率點(diǎn)處波長(zhǎng)的1／6，對(duì)于二次單元這個(gè)數(shù)值就是1／3。假設(shè)聲音在某流體介質(zhì)中的傳播速度為c，模型計(jì)算最高頻率點(diǎn)為f max，邊界元網(wǎng)格單元長(zhǎng)度為L(zhǎng)，則單元的長(zhǎng)度應(yīng)滿(mǎn)足：
 
另外，當(dāng)節(jié)點(diǎn)數(shù)量較多的時(shí)候，用邊界元計(jì)算聲場(chǎng)的時(shí)間和所需要的計(jì)算機(jī)內(nèi)存會(huì)迅速增多，間接邊界元節(jié)點(diǎn)數(shù)量與內(nèi)存的關(guān)系公式［27］為式中：n為邊界元的節(jié)點(diǎn)數(shù)量；M為所需計(jì)算機(jī)內(nèi)存，MB。
 
 
當(dāng)節(jié)點(diǎn)數(shù)較大時(shí)計(jì)算輻射聲場(chǎng)很不經(jīng)濟(jì)，故邊界元單元網(wǎng)格尺寸也不宜過(guò)小。本文中計(jì)算最高頻率為2 000 Hz，取空氣中聲速為340 m／s，代入式（14）計(jì)算得到最大單元尺寸為28.3 mm，在兼顧計(jì)算精度和效率的基礎(chǔ)上，取邊界元網(wǎng)格為20 mm。在workbench中對(duì)橋殼表面進(jìn)行前處理及網(wǎng)格劃分，得到的邊界元網(wǎng)格模型如圖15所示，模型中網(wǎng)格數(shù)為358 764個(gè)，節(jié)點(diǎn)個(gè)數(shù)為190 791。
 
圖15 橋殼聲學(xué)邊界元網(wǎng)格

3.3 橋殼輻射噪聲結(jié)果

圖16是頻率為367 Hz時(shí)橋殼表面聲場(chǎng)分布云圖。從圖中可以看出，后油蓋區(qū)域聲輻射較大，是主要的輻射區(qū)域，橋殼的振動(dòng)響應(yīng)較大處也是這個(gè)區(qū)域，再對(duì)比橋殼在367 Hz時(shí)的模態(tài)振型，發(fā)現(xiàn)這個(gè)區(qū)域表現(xiàn)出了主要的振型，說(shuō)明在367 Hz激勵(lì)下引起了共振，使橋殼產(chǎn)生了較大的振動(dòng)響應(yīng)，然后輻射出較大的噪聲，最大聲壓級(jí)達(dá)到了72.3 dB。圖17是頻率為367 Hz時(shí)場(chǎng)點(diǎn)聲場(chǎng)分布云圖，橋弓附近區(qū)域聲壓級(jí)較大，另外后油蓋區(qū)域聲壓級(jí)也較大，與橋殼表面聲場(chǎng)分布是一致的，最大聲壓級(jí)為62.5 dB。
圖16 367 Hz時(shí)橋殼表面聲場(chǎng)分布
 
圖17 367 Hz時(shí)場(chǎng)點(diǎn)聲場(chǎng)分布

4 后橋殼的拓?fù)鋬?yōu)化及分析

結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)是用系統(tǒng)的、目標(biāo)定向的過(guò)程與方法代替?zhèn)鹘y(tǒng)設(shè)計(jì)，其目的在于尋求既經(jīng)濟(jì)又適用的結(jié)構(gòu)形式，以最少的材料、最低的造價(jià)實(shí)現(xiàn)結(jié)構(gòu)的最佳性能。

拓?fù)鋬?yōu)化設(shè)計(jì)是在給定材料品質(zhì)和設(shè)計(jì)域內(nèi)，通過(guò)優(yōu)化設(shè)計(jì)方法得到既滿(mǎn)足約束條件又使目標(biāo)函數(shù)最優(yōu)的結(jié)構(gòu)布局形式或構(gòu)件尺寸，是結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)的常用方法。在復(fù)雜結(jié)構(gòu)的選型及輕量化設(shè)計(jì)工作中，拓?fù)鋬?yōu)化比形狀、尺寸優(yōu)化更有價(jià)值。拓?fù)鋬?yōu)化的研究領(lǐng)域主要分為連續(xù)體拓?fù)鋬?yōu)化和離散結(jié)構(gòu)拓?fù)鋬?yōu)化。

4.1 拓?fù)浞治龅牧鞒膛c方法

拓?fù)鋬?yōu)化設(shè)計(jì)流程如圖18所示，目前連續(xù)體拓?fù)鋬?yōu)化方法主要有均質(zhì)化方法、相對(duì)密度法、進(jìn)化結(jié)構(gòu)優(yōu)化等主要的拓?fù)鋬?yōu)化方法，后橋殼應(yīng)采用連續(xù)體拓?fù)鋬?yōu)化，并采取相對(duì)密度法進(jìn)行計(jì)算。美國(guó)Altair公司Hyperworks軟件中的Optistruct、德國(guó)Fe-design公司的Tosca和ansys workbench 3種軟件理論上均具備完成該類(lèi)分析的功能，但在汽車(chē)承載系統(tǒng)拓?fù)鋬?yōu)化領(lǐng)域內(nèi)采用optisruct較多，此次拓?fù)鋬?yōu)化分析采用Optisruct軟件。

4.2 后橋殼基于模態(tài)的拓?fù)鋬?yōu)化與改進(jìn)

前面己經(jīng)得出，在加速直線(xiàn)60～65 km／h工況下該后橋噪聲較大的原因?yàn)樵?67 Hz處嚙合沖擊與第1階模態(tài)產(chǎn)生共振。在不影響整車(chē)模態(tài)匹配的前提下，通過(guò)適當(dāng)減質(zhì)量的方式來(lái)降低橋殼模態(tài)從而降低振動(dòng)噪聲。驅(qū)動(dòng)橋殼以及后蓋是主要的振動(dòng)輻射區(qū)域，這些區(qū)域?yàn)樵O(shè)計(jì)變量空間，以模態(tài)為約束響應(yīng)，以體積最小為目標(biāo)，利用Optistruct對(duì)驅(qū)動(dòng)橋殼及后油蓋進(jìn)行拓?fù)浞治?，利用分析結(jié)果指導(dǎo)結(jié)構(gòu)優(yōu)化。

為保證拓?fù)鋬?yōu)化結(jié)果的實(shí)用性，將該橋殼的第1階模態(tài)上下限分別設(shè)為300和350 Hz，既降低了模態(tài)，又不至于模態(tài)過(guò)低引起其他匹配問(wèn)題。拓?fù)鋬?yōu)化結(jié)果如圖19所示。從分析結(jié)果可知，驅(qū)動(dòng)橋殼可減厚30%，后油蓋可減厚15%。

圖18 拓?fù)鋬?yōu)化設(shè)計(jì)流程圖
圖19 橋殼拓?fù)鋬?yōu)化結(jié)果
 
故優(yōu)化方案為：驅(qū)動(dòng)橋殼片厚度由8 mm減小至6 mm，后油蓋厚度由3.5 mm減小至3 mm。
 
4.3 優(yōu)化后的模態(tài)、振動(dòng)響應(yīng)、聲學(xué)分析驗(yàn)證
將優(yōu)化后改進(jìn)的結(jié)構(gòu)進(jìn)行模態(tài)分析，這里只列舉第1階振型的模態(tài)。圖20為改進(jìn)結(jié)構(gòu)以后的第1階模態(tài)，模態(tài)振型都沒(méi)有改變，為后油蓋扭轉(zhuǎn)模態(tài)，第1階模態(tài)頻率由原來(lái)的367 Hz降到了339 Hz，降低了28 Hz。
 
圖21為367 Hz頻率激勵(lì)下的振動(dòng)位移響應(yīng)云圖，通過(guò)降低模態(tài)頻率，使該頻率處沒(méi)有對(duì)應(yīng)的模態(tài)振型，振動(dòng)響應(yīng)降低較多，但表現(xiàn)出來(lái)的振型仍然為第1階模態(tài)振型，最大的位移為0.204 21 mm，故在60～65 km／h加速直線(xiàn)工況下嚙合沖擊引起的振動(dòng)也相應(yīng)的降低。
圖20 橋殼結(jié)構(gòu)優(yōu)化改進(jìn)后1階模態(tài)
 
圖21 橋殼結(jié)構(gòu)優(yōu)化改進(jìn)后367 Hz處振動(dòng)響應(yīng)
 
圖22 橋殼結(jié)構(gòu)優(yōu)化改進(jìn)后367 Hz處橋殼表面聲場(chǎng)分布

圖22為改進(jìn)后的結(jié)構(gòu)在367 Hz處橋殼表面聲場(chǎng)分布圖，由于在該頻率處沒(méi)有模態(tài)振型，橋殼表面聲場(chǎng)最大聲壓級(jí)為60.1 dB，相比原結(jié)構(gòu)減少了12.2 dB。圖23為改進(jìn)后的結(jié)構(gòu)在367 Hz處場(chǎng)點(diǎn)聲場(chǎng)分布圖，與表面聲場(chǎng)分布類(lèi)似，最大聲壓級(jí)有了明顯的降低，降到了54.3 dB。因此，在60～65 km／h加速直線(xiàn)工況下橋殼輻射噪聲有了較大的降低。

圖23 橋殼結(jié)構(gòu)優(yōu)化改進(jìn)后367 Hz處場(chǎng)點(diǎn)聲場(chǎng)分布

5 優(yōu)化后實(shí)車(chē)NVH測(cè)試結(jié)果

采用聲壓級(jí)分析測(cè)試的方法對(duì)車(chē)輛加速工況測(cè)試，可更全面地分析，且同時(shí)測(cè)量滑行工況。每個(gè)工況在駕駛員右耳、后排乘客右耳兩個(gè)位置采集數(shù)據(jù)。在下面4個(gè)聲壓級(jí)圖中，1＃線(xiàn)條代表整車(chē)總聲壓級(jí)（overall level），2＃線(xiàn)條代表改進(jìn)前驅(qū)動(dòng)橋聲壓級(jí)，3＃、4＃線(xiàn)條代表改進(jìn)后驅(qū)動(dòng)橋聲壓級(jí)，下面是聲壓級(jí)測(cè)試情況。

（1）車(chē)輛滑行駕駛員右耳處聲壓級(jí)

由圖24可知，該工況下，改進(jìn)前后聲壓級(jí)水平基本一致，未發(fā)現(xiàn)差異。這是由于整體噪聲較小，非顧客抱怨點(diǎn)，因此沒(méi)有對(duì)其開(kāi)展優(yōu)化工作。

圖24 車(chē)輛滑行駕駛員右耳聲壓級(jí)圖

（2）車(chē)輛滑行后排乘客右耳處聲壓級(jí)

由圖25可知，該工況下，改進(jìn)前后聲壓級(jí)水平基本一致，未發(fā)現(xiàn)差異。但是，可以發(fā)現(xiàn)在1 823 r／min時(shí)，優(yōu)化前后驅(qū)動(dòng)橋聲壓級(jí)均存在明顯峰值，應(yīng)為后橋與其他系統(tǒng)匹配問(wèn)題，較大可能是與傳動(dòng)軸匹配問(wèn)題，雖然滑行工況使用不多，一般消費(fèi)者難以發(fā)現(xiàn)，但是產(chǎn)品性能仍需提高，是后續(xù)改善點(diǎn)。
 
汽車(chē)驅(qū)動(dòng)橋NVH 性能分析與優(yōu)化9
圖25 車(chē)輛滑行后排乘客右耳處聲壓級(jí)圖

（3）車(chē)輛加速駕駛員右耳處聲壓級(jí)
由圖26可知，該工況下，改進(jìn)前驅(qū)動(dòng)橋在2 000和3 100 r／min時(shí)，均存在明顯峰值，最大峰值接近70 dB，消費(fèi)者抱怨是正常的，優(yōu)化后的兩臺(tái)驅(qū)動(dòng)橋，在2 000和3 100 r／min時(shí)，均不存在峰值，曲線(xiàn)比較平緩，噪聲水平降低大于10 dB，說(shuō)明此次驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)優(yōu)化、實(shí)物質(zhì)量提升工作是成功的。
 
圖26 車(chē)輛加速駕駛員右耳處聲壓級(jí)圖

（4）車(chē)輛加速后排乘客右耳處聲壓級(jí)

從圖27可知，該工況下，改進(jìn)前驅(qū)動(dòng)橋在2 000和3 000 r／min時(shí)，均存在明顯峰值，最大峰值接近70 dB，消費(fèi)者抱怨是正常的，優(yōu)化后的兩臺(tái)驅(qū)動(dòng)橋，在2 000和3 000 r／min時(shí)，均不存在峰值，曲線(xiàn)比較平緩，噪聲水平降低大于10 dB，說(shuō)明此次驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)優(yōu)化工作是成功的。
 
圖27 車(chē)輛加速后排乘客右耳處聲壓級(jí)圖

6 結(jié)論

本文中建立了系統(tǒng)的、理論與實(shí)際相結(jié)合的汽車(chē)驅(qū)動(dòng)橋NVH性能分析與優(yōu)化的流程與方法，并對(duì)其有效性進(jìn)行了驗(yàn)證，研究工作取得以下研究成果：（1）所建立的汽車(chē)驅(qū)動(dòng)橋NVH性能分析與優(yōu)化的流程與方法是準(zhǔn)確、可行的；（2）通過(guò)有限元、振動(dòng)響應(yīng)、聲學(xué)仿真分析，并恰當(dāng)選取相應(yīng)的算法及軟件，可以精準(zhǔn)找到驅(qū)動(dòng)橋具體需要優(yōu)化的部位；（3）采用Optisruct軟件，以模態(tài)為約束，以體積最小為目標(biāo)的方法局部?jī)?yōu)化驅(qū)動(dòng)橋，可實(shí)現(xiàn)以減質(zhì)量的方式來(lái)降低模態(tài)從而降低噪聲。此次研究，僅局限在驅(qū)動(dòng)橋自身的激勵(lì)，對(duì)外部激勵(lì)源對(duì)驅(qū)動(dòng)橋NVH影響的研究是后續(xù)研究的方向。
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