悬置系统抗扭拉杆弹性模态的计算与应用

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悬置系统抗扭拉杆弹性模态的计算与应用

【摘要】本文首先通过有限元的方法分别计算出抗扭拉杆大、小端衬套的六向刚度值，再建立抗扭拉杆的弹性模态分析模型，计算出抗扭拉杆的前六阶弹性模态并探讨了大小衬套刚度的变化对抗扭拉杆弹性模态的影响，并把计算值与实测值进行比较，验证了抗扭拉杆刚体模态计算模型及计算方法的有效性。最后建立了包括抗扭拉杆、副车架、前车体以及动力总成的联合仿真模型，计算了抗扭拉杆以及副车架在整车状态下的模态，找到了某个车型加速咚咚声的原因，并提出了解决方案。该流程对乘用车NVH性能开发及声品质提升有一定的指导意义。

关键词：抗扭拉杆弹性模态模态耦合

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

随着发动机横置、前置前驱动形式车型的广泛应用，抗扭拉杆作为悬置弹性元件在动力总成隔振系统中得到了广泛应用。在悬置系统中，抗扭拉杆一端与动力总成相连，另一端与车身或者副车架相连，抗扭拉杆两端均有橡胶衬套或者液压衬套。汽车动力总成抗扭拉杆悬置衬套是将动力总成与后车架连接的关键部件之一。其作用一方面是车辆在多种行驶工况下传递作用在动力总成上的力和力矩;另一方面，悬置橡胶衬套可以减少动力总成对车辆的冲击，其衬套结构及刚度值对车辆NVH特性影响较大。

实际NVH测试表明，抗扭拉杆+大端衬套+小端衬套系统的刚体模态有时会对NVH性能产生较大影响，如果小端衬套刚度较低或者抗扭拉杆本身骨架设计不合理，会系统的刚体模态低，振动响应的幅值会变大，而且可能会与副车架模态耦合，导致NVH问题变得突出。因此某些情况下不得不在抗扭拉杆上额外增加吸振器以抑制刚体模态带来的问题。

本文首先通过有限元的方法分别计算出抗扭拉杆中大小衬套的六向刚度值(X/Y/Z/RX/RY/RZ)，再建立扛扭拉杆的弹性模态分析模型，计算出抗扭拉杆的前六阶弹性模态并探讨了大小衬套刚度的变化对抗扭拉杆弹性模态的影响，并把计算值与实测值进行比较，验证了抗扭拉杆刚体模态计算模型及计算方法的有效性。最后建立了包括抗扭拉杆、副车架、前车体以及动力总成的联合仿真模型，计算了抗扭拉杆以及副车架在整车状态下的模态，找到了某个车型加速咚咚声的原因，并提出了解决方案。

图1 抗扭拉杆结构图

1、大小端衬套六向刚度有限元计算

1.1大端衬套有限元模型

抗扭拉杆大端衬套的结构见图2。其中内芯的材料是铸铝，与橡胶硫化在一起，通过螺栓与副车架相连，外圈直接与拉杆硫化在一起，图为大端衬套的有限元模型。由于橡胶体的变形远远大于金属件的变形，因此在分析时可以忽略金属件的影响，值考虑橡胶变形，从而忽略内芯和拉杆支架的有限元模型。

图2 大端衬套结构及有限元模型

有限元模型单元类型采用C3D4H四面体单元，单元最大尺寸2mm,单元数量33841个，橡胶材料选用N50，橡胶材料参数的测定方法参考文献。将橡胶体与内芯硫化面的所有节点关联到内管的集合中心点（加载点）上，在计算橡胶体的六向静刚度时，在内管的加载点上试驾相应的载荷即可。大端衬套的六向静刚度有限元计算结果见图3~图8。

1.2 大端衬套刚度计算结果

大端衬套六向静刚度有限元计算结果及相应变形图见图3~图8所示：

图3大端衬套X向静刚度及其变形图

图4 大端衬套Y向静刚度及其变形图

图5 大端衬套Z向静刚度及其变形图

图6 大端衬套RX向静刚度及其变形图

图7 大端衬套RY向静刚度及其变形图

图8大端衬套RZ向静刚度及其变形图

由图3~图8可得大端衬套六向刚度如表1所示(动刚度为在静刚度的基础上乘1.4系数）：

表1 大端衬套各向刚度计算值

1.3 小端衬套有限元模型

抗扭拉杆中的小端衬套的结构简图见，其内芯的材料采用铸铝，与橡胶硫化在一起，通过螺栓与动力总成相连。由于小衬套橡胶体的变形远远大于金属件的变形，因此在分析时可以忽略金属件的变形，只考虑橡胶变形，从而忽略内管的有限元模型。有限元模型单元类型采用六面体C3D8H单元，单元最大尺寸2mm,单元数量5120个，橡胶体材料选用N60。

小端衬套压入金属拉杆的小端后，橡胶体的形状会发生变化，同时影响到其静刚度值，因此进行分析计算时约束条件定义为：将橡胶体与内管硫化面的所有节点关联到内管的几何中心点（加载点）上，定义橡胶体的外表面与金属拉杆小端孔内表面的接触面，如图所示；在加载点上施加相应的载荷。小衬套的六向静刚度有限元分析结果见图。

图9 小端衬套结构及有限元模型

1.4小端衬套刚度计算结果

由于小端衬套结构的对称性，X向与Z向的线性静刚度相同，同理X向和Z向的扭转静刚度也相同，六向静刚度的仿真曲线见图10.

图10 小端衬套各向静刚度计算值

由图8可得小端衬套六向刚度如表2所示：

表2小端衬套各向刚度计算值

2、抗扭拉杆弹性模态计算

2.1抗扭拉杆弹性模态计算模型

本文所研究的抗扭拉杆的结构见图见，大端衬套安装在金属拉杆的大端，小端衬套安装在变速器后支架上。金属拉杆的有限元模型单元类型采用四面体单元C3D4H,单元最大尺寸2mm,单元个数85516，材料为选用压铸铝，材料密度为2.7e-9,弹性模量和泊松比分别为72500和0.33。将大小端衬套六向刚度（见表1）设置到加载点上，并在大小端附加质量点，最后得到的抗扭拉杆弹性模态计算有限元分析模型如图11所示。

图11 抗扭拉杆弹性模态计算有限元分析模型

2.2抗扭拉杆弹性模态计算结果

把图11中有限元计算模型提交计算，得到抗扭拉杆前六阶弹性模态如表3所示。

表3 抗扭拉杆弹性模态计算值

2.3大小端衬套刚度变化对弹性模态的影响研究

抗扭拉杆的弹性模态前几阶有可能会和柔性或刚性副车架的模态耦合，从而导致整车NVH问题。柔性副车架的垂向模态大约100HZ左右,而刚性副车架一阶模态一般在200HZ左右，都有可能与抗扭拉杆前几阶模态耦合，因此在设计拉杆衬套结构时要考虑与副车架的模态避开。

以下对大小端衬套的刚度分别提升和降低20%进行弹性模态计算，与原始值进行比较，计算结果见表4。从表中可以发现如下规律：小端衬套刚度变化对前三阶模态影响较小，而大端衬套变化则刚好相反；大端衬套变化对后三阶模态影响较小，而小端刚好相反。

表4 大小端衬套刚度变化对抗扭拉杆弹性模态的影响

3、工程应用
本文在激励源不变的情况下，对传递路径上抗扭拉杆的弹性模态与副车架模态进行避频控制，解决了加速咚咚声问题并实现了方案的工程化。

3.1 加速咚咚声问题

某新开发车型在加速时车内前排可听到“咚咚”声异响，在2000~3000rpm转速区间内尤为明显。对车内噪声频谱分析，该异响主要频段为180Hz~260Hz范围内共振带。驾驶员右耳噪声瀑布图见图12所示。

图12 驾驶员右耳噪声瀑布图

3.2 原因分析

发动机导致的噪声与振动除了与频率有关外，还与发动机的转速及发火阶次有关。发动机激励的三大特征为：阶次特征、频率特征和转速特征。其频率（f)与阶次之间有如下关系：f=n/60*N。式中，f是频率;n是发动机转速；N是发火阶次。

3.2.1 传递路径分析

从图12中可知咚咚声的来源为200~260Hz之间的共振带，初步判断为发动机本体振动所致，对变速器壳体及油底壳加速度振动测试，发现变速箱及油底壳也存在210~260Hz共振带（见图13），与车内噪声问题频带较为吻合。

图13 变速器壳体及油底壳加速度振动测试

3.2.2 模态测试

进行抗扭拉杆与副车架的弹性模态分析得出，抗扭拉杆二阶绕Z向旋转弹性模态209HZ，而副车架一阶弯曲模态205HZ。根据以上分析后，在整车约束状态下进行了副车架试验模态测试，传感器布置示意图如图14所示，从测试数据看，副车架存在垂向的整体振动，振动频率为217HZ。其振型图见图15所示。

图14 副车架模态测试传感器布置图

图15 副车架测试模态振型图

随后对抗扭拉杆进行了静态约束频响测试，传感器的布置示意图见图16所示，从测试数据看，抗扭拉杆垂向模态为197HZ，频响图见图17所示。

图16 抗扭拉杆模态测试传感器布置示意图

图17 抗扭拉杆模态测试结果

接下来通过建立抗扭拉杆、前车体、副车架以及动力总成特性为基础的联合仿真模型仿真分析来确认该问题。建立的ABAQUS模型见图18所示，模型边界包括了动力总成及其质量特性，三个悬置，副车架和车身。输入各悬置衬套刚度，约束车身，进行约束模态分析，得到分析模态结果，其中副车架一阶模态为205HZ（振型图见图19）。抗扭拉杆前三阶模态分别为94HZ,133HZ及209HZ,其第三阶模态209HZ(见图20）与副车架一阶模态205HZ非常接近，存在模态耦合。