某驅(qū)動(dòng)橋主減速器的振動(dòng)特性分析

黃志超，趙乙光，胡義華，柳 明

（1. 華東交通大學(xué) 載運(yùn)工具與裝備教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，南昌330013， 中國(guó)；2. 江西江鈴底盤股份有限公司，撫州 344000， 中國(guó)）

驅(qū)動(dòng)橋是汽車實(shí)現(xiàn)動(dòng)力傳遞的重要部件，其作用是：通過(guò)主減速器將傳動(dòng)軸傳遞來(lái)的動(dòng)力減速增扭，改變傳動(dòng)方向并將動(dòng)力合理的分配給車輪。主減速器殼連接傳動(dòng)軸與驅(qū)動(dòng)橋，是主減速器零部件的裝配基體。在汽車行駛中，主減速器工作環(huán)境復(fù)雜，承受著來(lái)自主減速器齒輪、傳動(dòng)軸和驅(qū)動(dòng)橋殼等部件的扭矩和動(dòng)載荷。因此，需要主減速器具備良好的動(dòng)剛度。XIAO Wangqiang等[1]通過(guò)粉末阻尼在齒輪傳動(dòng)上的應(yīng)用，探究進(jìn)一步降低主減速器齒輪傳動(dòng)過(guò)程中的噪聲與振動(dòng)。G. Koronias博士[2]研究在考慮差速器齒輪副摩擦作用的情況下，不同工況下差速器齒輪副的振動(dòng)特性。劉杰等[3]對(duì)主減速器齒輪嚙合斑點(diǎn)調(diào)整優(yōu)化，并通過(guò)對(duì)比試驗(yàn)測(cè)試與聯(lián)合汽車評(píng)價(jià)系統(tǒng)(alliance vehicle evaluation standard, AVES)評(píng)價(jià)相結(jié)合的方法，驗(yàn)證優(yōu)化對(duì)整車噪聲、振動(dòng)與聲振粗糙度（noise, vibration and harshness, NVH）性能有明顯提升。何渠等[4]分析主減速器齒輪嚙合副剛度、誤差以及嚙合沖擊激勵(lì)的動(dòng)態(tài)響應(yīng)，提出改善主減速器齒輪嚙合傳動(dòng)的動(dòng)態(tài)特性。宋懷蘭等[5]通過(guò)對(duì)驅(qū)動(dòng)橋主減速器軸承預(yù)緊度進(jìn)行臺(tái)架試驗(yàn)，得到合適的軸承預(yù)緊度參數(shù)，改善驅(qū)動(dòng)橋傳動(dòng)的NVH性能。姚海明等[6]利用ANSYS軟件對(duì)主減速器殼體進(jìn)行應(yīng)力及模態(tài)動(dòng)力學(xué)模擬，得出應(yīng)力在主減速器殼體上的分布規(guī)律以及模態(tài)固有頻率。張曉帆等[7]通過(guò)ADAMS軟件建立主減速器的雙曲面齒輪的動(dòng)力學(xué)模型，探究齒輪裝配誤差對(duì)整車后橋的振動(dòng)特性影響。

本文對(duì)驅(qū)動(dòng)橋橋殼進(jìn)行了試驗(yàn)和仿真分析，獲得了橋殼的固有頻率。通過(guò)驅(qū)動(dòng)器的振動(dòng)與噪音測(cè)試，發(fā)現(xiàn)在某些轉(zhuǎn)速下，由于輪齒的嚙合頻率高，在橋殼固有頻率范圍內(nèi)，會(huì)導(dǎo)致噪音比較高。

1 驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)及主減速器殼三維建模

驅(qū)動(dòng)橋的主要結(jié)構(gòu)包括：主減速器、差速器、車輪傳動(dòng)裝置、橋殼以及主減速器殼等（如圖1所示）。

圖1 驅(qū)動(dòng)橋

底盤傳動(dòng)軸連接主減速器主動(dòng)雙曲面齒輪，從動(dòng)雙曲面齒輪通過(guò)差速器將動(dòng)力分配給車輪傳動(dòng)裝置的左右半軸實(shí)現(xiàn)汽車的驅(qū)動(dòng)[8]。主減速器殼支撐傳動(dòng)軸和驅(qū)動(dòng)橋殼，保護(hù)內(nèi)部減速器傳動(dòng)齒輪零件的正常運(yùn)行。主減速器殼是球墨鑄鐵鑄造成形的，材料屬性如表1所示。通過(guò)CATIA軟件建立主減速器的三維裝配模型如圖2所示。忽略對(duì)仿真結(jié)果影響較小的結(jié)構(gòu)，對(duì)模型進(jìn)行簡(jiǎn)化，得出適合于有限元模態(tài)分析的主減速器殼體模型如圖3所示。

表1 主減速器殼材料屬性

圖2 主減速器裝配模型

圖3 主減速器殼模型

2 主減速器殼有限元模態(tài)分析

2.1 主減速器殼有限元模型

將在CATIA中建立的主減速器殼三維模型導(dǎo)入HyperMesh中，并對(duì)模型進(jìn)行進(jìn)一步簡(jiǎn)化，對(duì)于主減速器殼模型中的倒角圓角進(jìn)行直角處理，細(xì)小螺紋孔徑管路等平面化處理。

由于主減速器殼為鑄造件，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，各部位厚度不一，劃分網(wǎng)格時(shí)需采用Solid四面體單元，其材料為QT450-10，網(wǎng)格劃分好后，建立主減速器殼的有限元模型 （如圖4所示）。有限元模型單元總數(shù)405 061個(gè)，節(jié)點(diǎn)數(shù)90 099個(gè)。

圖4 主減速器殼有限元模型

2.2 設(shè)置邊界條件

由于行駛狀態(tài)下，主減速器殼受到的振動(dòng)激勵(lì)來(lái)自主減速器齒輪嚙合傳動(dòng)、發(fā)動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)軸以及驅(qū)動(dòng)橋和路面等多個(gè)方面，所以主減速器殼的模態(tài)分析主要是在自由狀態(tài)下進(jìn)行分析，不需設(shè)置任何邊界條件。

2.3 主減速器殼有限元模態(tài)分析

主減速器殼的有限元前處理完成后進(jìn)入HyperWorks中的OptiStruct模塊利用EIGRL求解器進(jìn)行求解，計(jì)算主減速器殼前6階模態(tài)，參數(shù)如表2所示，各階對(duì)應(yīng)的模態(tài)振型如圖5所示。

圖5 主減速器殼6階模態(tài)振型

表2 主減速器殼模態(tài)分析參數(shù)

由模態(tài)分析結(jié)果得出，能夠激勵(lì)主減速器殼產(chǎn)生振動(dòng)的固有頻率較高，第一階模態(tài)就就計(jì)算出1.341 kHz，汽車在正常行駛狀態(tài)下，所受到的激勵(lì)在0～1.200 kHz[9]，可見(jiàn)該型號(hào)驅(qū)動(dòng)橋主減速器殼的剛度較大。在主減速器殼的前6階模態(tài)振型中，振動(dòng)主要集中在主減速器殼體與驅(qū)動(dòng)橋的連接端（后端），與傳動(dòng)軸的連接端（前端）則發(fā)生在高階模態(tài)下，這是由于前端厚度比后端更厚，并且多處存在加強(qiáng)肋結(jié)構(gòu)，剛度更大，因此固有頻率較高。

3 主減速器殼模態(tài)實(shí)驗(yàn)

為驗(yàn)證主減速器殼有限元模型及模態(tài)分析結(jié)果的準(zhǔn)確性，采用振動(dòng)及動(dòng)態(tài)信號(hào)采集分析系統(tǒng)對(duì)主減速器殼進(jìn)行模態(tài)實(shí)驗(yàn)，該系統(tǒng)主要由振動(dòng)激勵(lì)裝置、信號(hào)采集裝置、信號(hào)處理裝置以及計(jì)算機(jī)分析軟件組成，具有實(shí)驗(yàn)操作簡(jiǎn)單、數(shù)據(jù)處理便捷的優(yōu)點(diǎn)。

3.1 模態(tài)實(shí)驗(yàn)方案

要準(zhǔn)確得到主減速器殼體自由狀態(tài)下的固有頻率及模態(tài)振型，主減速器殼體在實(shí)驗(yàn)過(guò)程中不能受到外界因素的干擾。采用彈性支撐材料或彈性繩索懸掛的方式可以使得主減速器殼處于自由狀態(tài)。相對(duì)于彈性支撐，懸掛方式對(duì)場(chǎng)地的要求更低，受到的外界因素更少。本試驗(yàn)利用專門的試驗(yàn)臺(tái)架，將主減速器殼通過(guò)高強(qiáng)度彈性橡膠繩懸掛在臺(tái)架上，懸掛方式如圖6所示。

圖6 主減速器殼的懸掛方式

激勵(lì)點(diǎn)與響應(yīng)點(diǎn)是決定模態(tài)實(shí)驗(yàn)的關(guān)鍵，在選取激勵(lì)點(diǎn)與響應(yīng)點(diǎn)是有下面幾點(diǎn)準(zhǔn)則[10]：

1） 為了能夠得到準(zhǔn)確的模態(tài)振型，反映實(shí)驗(yàn)對(duì)象共振產(chǎn)生的位置，激勵(lì)點(diǎn)與響應(yīng)點(diǎn)的選取應(yīng)該充分體現(xiàn)出實(shí)驗(yàn)對(duì)象的結(jié)構(gòu)輪廓，而這些點(diǎn)構(gòu)成后續(xù)模態(tài)實(shí)驗(yàn)的實(shí)驗(yàn)?zāi)Ｐ停诔浞煮w現(xiàn)模型輪廓的同時(shí)，也能準(zhǔn)確的表達(dá)各階模態(tài)振型的特征，點(diǎn)選取越好，模態(tài)實(shí)驗(yàn)結(jié)果越準(zhǔn)確。

2） 對(duì)于實(shí)驗(yàn)對(duì)象結(jié)構(gòu)剛度較差的地方，應(yīng)該是激勵(lì)點(diǎn)與響應(yīng)點(diǎn)的重點(diǎn)選取對(duì)象，并盡可能選取多的點(diǎn)以充分反映模態(tài)振型的情況。

3） 對(duì)于一些對(duì)稱結(jié)構(gòu)，采用奇數(shù)布點(diǎn)原則，主要為了避開結(jié)構(gòu)自身的節(jié)點(diǎn)位置。當(dāng)外界進(jìn)行激勵(lì)時(shí)，結(jié)構(gòu)的節(jié)點(diǎn)位置處不易因外界激勵(lì)而引起振動(dòng)，所以節(jié)點(diǎn)為模態(tài)實(shí)驗(yàn)過(guò)程中響應(yīng)點(diǎn)應(yīng)該避開的點(diǎn)。通常，對(duì)稱結(jié)構(gòu)的節(jié)點(diǎn)位于結(jié)構(gòu)的1/2、1/3、1/4等位置處。

4） 響應(yīng)點(diǎn)的選取應(yīng)該能在振動(dòng)激勵(lì)的作用下產(chǎn)生足夠有效的響應(yīng)信號(hào)。

遵循上面幾點(diǎn)選取準(zhǔn)則，并考慮實(shí)際運(yùn)行工況下主減速器殼主要受到的激勵(lì)情況以及模態(tài)實(shí)驗(yàn)時(shí)采用的傳感器類型，在主減速器殼的表面選取了20個(gè)激勵(lì)點(diǎn)，并以此作為模態(tài)實(shí)驗(yàn)的模型，如圖7所示。選取的測(cè)試點(diǎn)整體體現(xiàn)了主減速器殼體的結(jié)構(gòu)形狀，對(duì)于剛度相對(duì)較小的減速器后端布置了較多的點(diǎn)，而前端剛度較大則布置較少的測(cè)試點(diǎn)。

圖7 主減速器殼實(shí)驗(yàn)?zāi)Ｐ?/p>

3.2 模態(tài)實(shí)驗(yàn)結(jié)果

本次試驗(yàn)所采用的信號(hào)采集傳感器為單向加速度傳感器，因此進(jìn)行兩次模態(tài)實(shí)驗(yàn)，分別測(cè)量主減速器殼的軸向與徑向模態(tài)振型及固有頻率。實(shí)驗(yàn)設(shè)備的振動(dòng)激勵(lì)裝置為力錘敲擊的方式，對(duì)實(shí)驗(yàn)對(duì)象的每一個(gè)測(cè)試點(diǎn)進(jìn)行兩次敲擊保證實(shí)驗(yàn)結(jié)果的準(zhǔn)確性。

通過(guò)Cras軟件中的機(jī)械及結(jié)構(gòu)模態(tài)分析（MaCras）模塊對(duì)采集的實(shí)驗(yàn)點(diǎn)數(shù)據(jù)進(jìn)行整合計(jì)算，得出主減速器殼在力錘激勵(lì)下不同頻率的振動(dòng)響應(yīng)，如圖8所示。

圖8 模態(tài)實(shí)驗(yàn)頻率響應(yīng)幅值

由圖8可知：主減速器殼在前1.2 kHz的激勵(lì)下幾乎不產(chǎn)生響應(yīng)，且存在明顯振動(dòng)響應(yīng)主要集中于1.0～8.0 kHz的頻率范圍。

主減速器殼的模態(tài)實(shí)驗(yàn)參數(shù)如表3所示。

表3 主減速器殼模態(tài)實(shí)驗(yàn)參數(shù)

從模態(tài)實(shí)驗(yàn)參數(shù)可以得出，主減速器殼的固有頻率高于1.2 kHz，模態(tài)實(shí)驗(yàn)振型則可以看出主減速器殼體的前端幾乎沒(méi)有振動(dòng)響應(yīng)，模態(tài)振型主要集中于后端，且隨著固有頻率的增大模態(tài)振型越來(lái)越復(fù)雜。

模態(tài)實(shí)驗(yàn)振型如圖9所示。

圖9 主減速器殼的6階模態(tài)振型

3.3 模態(tài)仿真與實(shí)驗(yàn)對(duì)比

將模態(tài)實(shí)驗(yàn)得出的固有頻率與仿真結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，計(jì)算二者的相對(duì)誤差，如表4所示。由表4可知：主減速器殼有限元模態(tài)分析的各階固有頻率相對(duì)于模態(tài)實(shí)驗(yàn)基本小于5 %，甚至有些相對(duì)誤差接近0，只有在第二階模態(tài)時(shí)誤差達(dá)到7.4 %。結(jié)合實(shí)際的工程經(jīng)驗(yàn)與應(yīng)用，有限元分析的相對(duì)誤差保持在20 %以內(nèi)，都算準(zhǔn)確的分析[11]。在有限元分析中模型的建立與簡(jiǎn)化，材料及網(wǎng)格劃分都會(huì)影響最后的分析結(jié)果從而產(chǎn)生誤差。

表4 主減速器殼模態(tài)仿真與實(shí)驗(yàn)對(duì)比

通過(guò)對(duì)比仿真與試驗(yàn)的模態(tài)振型可以得出，各階固有頻率下的模態(tài)振型基本吻合，驗(yàn)證了有限元分析的準(zhǔn)確性。對(duì)于模態(tài)實(shí)驗(yàn)的振型，看上去不太形象的原因在于：1) 建立的實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)的模型不能與主減速器殼體的結(jié)構(gòu)完全一致；2) 實(shí)驗(yàn)中對(duì)主減速器殼的振動(dòng)激勵(lì)是采用力錘敲擊的方式，人為因素影響很大。

4 驅(qū)動(dòng)橋的振動(dòng)與噪聲測(cè)試

主減速器作為傳動(dòng)軸與驅(qū)動(dòng)橋連接機(jī)構(gòu)，在運(yùn)行工況下內(nèi)部的傳動(dòng)齒輪嚙合產(chǎn)生的振動(dòng)與噪聲水平將直接影響整車NVH水平。因此，通過(guò)利用江鈴底盤股份有限公司提供美國(guó)寶克公司的振動(dòng)與噪聲測(cè)試試驗(yàn)臺(tái)架與AB Dynamics公司的Plato NVH數(shù)據(jù)分析軟件進(jìn)行振動(dòng)與噪聲測(cè)試。

4.1 測(cè)試方案與測(cè)試工況

將驅(qū)動(dòng)橋總成固定在測(cè)試臺(tái)架上，臺(tái)架上的傳動(dòng)軸驅(qū)動(dòng)裝置驅(qū)動(dòng)主減速器，產(chǎn)生轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速。主減速器中的齒輪傳動(dòng)所產(chǎn)生的振動(dòng)與噪聲通過(guò)臺(tái)架上的傳感器采集并通過(guò)數(shù)據(jù)采集進(jìn)計(jì)算機(jī)中的柏拉圖數(shù)據(jù)分析系統(tǒng)，測(cè)試過(guò)程如圖10所示。

圖10 振動(dòng)與噪聲測(cè)試的程序

為模擬汽車實(shí)際運(yùn)行工況，臺(tái)架對(duì)驅(qū)動(dòng)橋輸入的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速包括加速、勻速、減速3種狀態(tài)，并分成5種工況進(jìn)行測(cè)試。如表5所示。

表5 驅(qū)動(dòng)橋的測(cè)試工況

4.2 測(cè)試標(biāo)準(zhǔn)與測(cè)試結(jié)果

在進(jìn)行驅(qū)動(dòng)橋的振動(dòng)與噪聲測(cè)試實(shí)驗(yàn)前，需要確定驅(qū)動(dòng)橋的振動(dòng)與噪聲的標(biāo)準(zhǔn)曲線，以衡量測(cè)試對(duì)象的振動(dòng)與噪聲水平是否合格。標(biāo)準(zhǔn)曲線的確定需要考慮大量的因素，首先是該型號(hào)驅(qū)動(dòng)橋的質(zhì)量定位處于高中低端哪一水平，然后根據(jù)國(guó)家規(guī)定振動(dòng)與噪聲水平的標(biāo)準(zhǔn)以及企業(yè)對(duì)該產(chǎn)品的生產(chǎn)要求進(jìn)行制定[12]。本測(cè)試采用了江鈴底盤股份有限公司生產(chǎn)該型號(hào)驅(qū)動(dòng)橋的振動(dòng)與噪聲標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行測(cè)試。

測(cè)試完成后，將采集的振動(dòng)與噪聲數(shù)據(jù)通過(guò)Plato NVH數(shù)據(jù)分析軟件進(jìn)行處理，同時(shí)與標(biāo)準(zhǔn)曲線進(jìn)行整合對(duì)比，得出速度-轉(zhuǎn)矩曲線圖，如圖11所示，其中紅色的粗線表示標(biāo)準(zhǔn)曲線，其余的為各驅(qū)動(dòng)橋?qū)嶋H測(cè)試曲線。

由圖11可知：驅(qū)動(dòng)橋在0～3 000 r/min情況下，大部分工況的振動(dòng)與噪聲水平都在標(biāo)準(zhǔn)曲線以下，但在1 800～2 000 r/min時(shí)，部分驅(qū)動(dòng)橋出現(xiàn)了振動(dòng)與噪聲超標(biāo)現(xiàn)象。

圖11 驅(qū)動(dòng)橋振動(dòng)與噪聲測(cè)試實(shí)驗(yàn)曲線

推測(cè)驅(qū)動(dòng)橋振動(dòng)與噪聲超標(biāo)的原因，通過(guò)計(jì)算1 800 ～ 2 000 r/min工況下的振動(dòng)頻率范圍得出在30～33 Hz之間，而在主減速器中的主動(dòng)齒輪齒數(shù)為10，根據(jù)倍頻公式：

式中：f為主動(dòng)齒輪嚙合頻率；n代表發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速；Z1為主動(dòng)齒輪齒數(shù)。

可求得在此工況下主動(dòng)齒輪嚙合的倍頻為300～330 Hz，該頻率有可能引起驅(qū)動(dòng)橋總成產(chǎn)生共振，使得振動(dòng)與噪聲水平上升。此外，驅(qū)動(dòng)橋的產(chǎn)品質(zhì)量問(wèn)題也有可能造成實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)的偏差。

5 結(jié) 論

1） 該型號(hào)的主減速器殼體的剛度很大，模態(tài)第一階固有頻率就大于1.2 kHz，說(shuō)明該型號(hào)殼體對(duì)減速器總成具有良好的保護(hù)作用，確保了汽車的動(dòng)力傳動(dòng)性能。

2） 減速器殼體的模態(tài)固有頻率主要集中在1.0～8.0 kHz，模態(tài)振型主要集中在減速器殼體與驅(qū)動(dòng)橋的連接端（后端），且隨著頻率的升高，振型越來(lái)越復(fù)雜，從單純的徑向軸向振動(dòng)，到整體扭轉(zhuǎn)以及徑向軸向同時(shí)變形。

3） 通過(guò)對(duì)仿真與實(shí)驗(yàn)結(jié)果的對(duì)比可以得出，二者固有頻率的相對(duì)誤差均控制在10 %以內(nèi)，同時(shí)模態(tài)振型基本吻合。驗(yàn)證了有限元模態(tài)分析與實(shí)驗(yàn)具有很高的一致性，也說(shuō)明減速器殼體CAD模型以及有限元模型的準(zhǔn)確性。為后續(xù)進(jìn)一步優(yōu)化設(shè)計(jì)、改善驅(qū)動(dòng)橋性能提供基礎(chǔ)。