1 引言

    隨著汽車工業(yè)的高速發(fā)展，汽車在國內(nèi)的廣泛普及，人們?cè)絹碓蕉嗟膶?duì)汽車有了更加深入的認(rèn)識(shí)和理解。人們已經(jīng)不再滿足于“擁有車”的狀態(tài)，而是對(duì)車的要求更加苛刻，對(duì)汽車的“舒適性”越來越有深刻的認(rèn)識(shí)，作為汽車的重要評(píng)價(jià)指標(biāo)“NVH（噪聲-Noise、振動(dòng)-Vibration和平順性-Harshness）”的要求正在逐漸地成為人們購車的重要參考因素。本文以某皮卡的排檔桿在汽車熄火工況下的共振問題為基礎(chǔ)，進(jìn)行試驗(yàn)與數(shù)值仿真相結(jié)合的方法，切實(shí)解決了該換檔桿的共振問題，降低排檔桿的振動(dòng)，從而提高汽車的舒適性。

2 模型的建立

    2.1 實(shí)物模型

    變速箱與排檔桿連接部位的實(shí)物照片如圖1所示：

圖1 變速箱與排檔桿連接部件（1.拉桿、2.彈簧頂針、3.力傳動(dòng)臂、4.機(jī)架、5.排檔桿球鉸孔）

    其中拉桿1與力傳動(dòng)臂3固連，拉桿可以繞桿的軸向旋轉(zhuǎn)；頂針2為兩邊各一個(gè)，可起到拉桿和力傳動(dòng)臂的位置恢復(fù)作用。通過試驗(yàn)（試驗(yàn)儀器設(shè)備測試）測得頂針內(nèi)彈簧的剛度，在變速箱內(nèi)空檔狀態(tài)下拉桿的徑向剛度值。

    頂針內(nèi)彈簧剛度測試結(jié)果如下圖2所示：

圖2 頂針內(nèi)彈簧的剛度測試結(jié)果（測試報(bào)告）

    測得頂針內(nèi)彈簧剛度（選取圖中斜直線線性階段的斜率）取平均值為 6.2 N/mm。拉桿右端剛度采用 7.5e+4 N/mm，在變速箱檔位為空檔時(shí)幾乎類似于全約束，所以剛度值相對(duì)較大。

    2.2 數(shù)值仿真模型

    變速箱與排檔桿連接后整體數(shù)值計(jì)算模型如圖3所示：

圖3 排檔桿與變速箱連接整體圖

    圖中粉色采用Cbush單元模擬各個(gè)彈性連接處的彈簧，球頭上六根Cbush單元為對(duì)稱分布，且各個(gè)單元將球頭平面分成六等分，即，單元間夾角為60度，每個(gè)單元上端部分別采用六自由度全約束，這樣模擬球頭的限位彈簧分別具有拉壓剛度的自動(dòng)調(diào)整特性，這樣對(duì)稱分布能夠很好的模擬此處限位彈彈簧實(shí)際工作功能。球頭中部帶有兩邊對(duì)稱的兩個(gè)圓柱旋轉(zhuǎn)副，端部用1、3、5（X、Z和繞Y軸旋轉(zhuǎn)約束）約束，釋放Y向、繞X軸旋轉(zhuǎn)和繞Z軸旋轉(zhuǎn)的自由度，這樣使得球頭能夠與實(shí)際工作工況相一致。拉桿中間兩邊對(duì)稱的粉色Cbush單元模擬頂針內(nèi)彈簧（其剛度值試驗(yàn)測得如上圖2），其中左右單元的約束采用六自由度全約束，用于模擬頂針與機(jī)架（變速箱箱體）的固定連接。拉桿左側(cè)約束采用1、2、4、5（X、Y、繞X軸旋轉(zhuǎn)和繞Y軸旋轉(zhuǎn)約束）約束，釋放Z向移動(dòng)、和繞Z向旋轉(zhuǎn)的自由度（此處Z 向?yàn)榕c拉桿圓柱中心線徑向平行的方向）。拉桿右端Cbush為拉桿與變速箱換檔插拔向來連接端，其剛度值采用7.5e+4 N/mm，前邊已經(jīng)提到。排檔桿球頭采用質(zhì)量集中CONM2單元來模擬，球頭質(zhì)量為0.13kg。

3.結(jié)果分析

    3.1 仿真結(jié)果分析

    采用模態(tài)分析方法，在此計(jì)算軟件提供三類解法：

    1）跟蹤法 （Tracking  method）；

    2） 變換法  （Tromsformation  method）；

    3）蘭索士法（Lanczos method）蘭索士(Lanczos)法是一種將跟蹤法和變換組合起來的新的特征值解法；

    對(duì)計(jì)算非常大的稀疏矩陣幾個(gè)特征值問題最有效；蘭索士法用模型數(shù)據(jù)卡EIGRL描述，用情況控制METHOD選取，本文推薦采用蘭索士(Lanczos)法。 計(jì)算結(jié)果如圖4-圖6所示：

圖4  第一階9.33Hz左右搖擺振型  

圖5  第二階10.78Hz殼體擴(kuò)張振型

圖6  第三階12.97Hz前后搖擺振型

    數(shù)值仿真結(jié)果分別為第一階左右要變振型9.33Hz、第二階殼體擴(kuò)張振型10.78Hz和前后搖擺振型12.97Hz。

    3.2 實(shí)測結(jié)果分析

    測量發(fā)動(dòng)機(jī)熄火過程中排檔桿的振動(dòng)頻響曲線，同時(shí)測試動(dòng)力總成的振動(dòng)頻響曲線，測試結(jié)果曲線如圖7、圖8所示：

圖7 發(fā)動(dòng)機(jī)熄火后排檔桿的頻響曲線

圖8 發(fā)動(dòng)機(jī)熄火后動(dòng)力總成的頻響曲線

    其中，排檔桿的響應(yīng)峰值如圖中所示：分別為9.35Hz、10.63Hz和12.80Hz，與數(shù)值仿真的結(jié)果9.33Hz、10.78Hz和12.97Hz分別相吻合，三者之間的差值分別為0.03Hz、-0.15Hz和-0.17Hz，誤差小于1.5Hz以下，認(rèn)為是可以接受的。

    將動(dòng)力總成、排檔桿的頻響曲線合成在一個(gè)圖層中如圖9所示：

圖9  頻響曲線合成圖

    從圖9中可以發(fā)現(xiàn)：動(dòng)力總成的振動(dòng)頻率為9.36Hz、12.58Hz與排檔桿的振動(dòng)頻率9.35Hz、12.80Hz相吻合，產(chǎn)生共振，這與仿真計(jì)算結(jié)果相吻合。

    3.3 數(shù)值仿真指導(dǎo)整改

    將球頭的質(zhì)量增加到270g，排檔桿手柄的力矩比例增大0.15，降低手柄殼體內(nèi)的橡膠剛度，進(jìn)行仿真計(jì)算后排檔桿的約束模態(tài)計(jì)算結(jié)果如圖10和圖11所示：

圖10  第一階6.86Hz左右搖擺振型

圖11 第二階29.00Hz前后搖擺振型

    從改變參數(shù)后計(jì)算的結(jié)果發(fā)現(xiàn)：排檔桿的一階左右搖擺振型的固有頻率從9.33Hz降低到6.86Hz，固有頻率降低了2.47Hz，降幅相對(duì)較大，錯(cuò)開了發(fā)動(dòng)機(jī)的一階固有頻率9.36Hz，二階前后搖擺振型的固有頻率從12.97Hz增大到29.00Hz，增幅為16.03Hz，遠(yuǎn)遠(yuǎn)避開了發(fā)動(dòng)機(jī)的二階固有頻率，可見此方案能夠使得排檔桿于發(fā)動(dòng)機(jī)的前兩階固有頻率完全相互避開，避免共振的再次產(chǎn)生。經(jīng)過試驗(yàn)也證明了此方案的可行性。所以，在做好前提的結(jié)構(gòu)和固有參數(shù)的科學(xué)選取的前提下，用仿真模擬計(jì)算，來指導(dǎo)試驗(yàn)測試有很大的現(xiàn)實(shí)意義。

4 結(jié)論

    A.利用LMS Test Lab軟件進(jìn)行實(shí)測分析，并通過數(shù)值仿真計(jì)算模擬實(shí)際工況，為解決實(shí)際問題提供很好的問題再現(xiàn)能力，為下一步問題的整改提供了可行可信手段。

    B.通過進(jìn)一步分析，本案例分別對(duì)改變球頭質(zhì)量、改變殼體內(nèi)橡膠的剛度、改變手柄的力矩比例和改變頂針的剛度值等幾種組合方案進(jìn)行了仿真計(jì)算，其計(jì)算結(jié)果與實(shí)測結(jié)果相吻合，提出了最優(yōu)方案。

    C.最后解決了排檔桿的共振問題，將球頭質(zhì)量增加到270g，排檔手柄力矩比例增大0.15，同時(shí)降低殼體內(nèi)橡膠剛度。在做好前提的結(jié)構(gòu)和固有參數(shù)的科學(xué)選取的前提下，用仿真模擬計(jì)算，來指導(dǎo)試驗(yàn)測試有很大的現(xiàn)實(shí)意義。

核心關(guān)注：拓步ERP系統(tǒng)平臺(tái)是覆蓋了眾多的業(yè)務(wù)領(lǐng)域、行業(yè)應(yīng)用，蘊(yùn)涵了豐富的ERP管理思想，集成了ERP軟件業(yè)務(wù)管理理念，功能涉及供應(yīng)鏈、成本、制造、CRM、HR等眾多業(yè)務(wù)領(lǐng)域的管理，全面涵蓋了企業(yè)關(guān)注ERP管理系統(tǒng)的核心領(lǐng)域，是眾多中小企業(yè)信息化建設(shè)首選的ERP管理軟件信賴品牌。

轉(zhuǎn)載請(qǐng)注明出處：拓步ERP資訊網(wǎng)http://www.ezxoed.cn/

本文標(biāo)題：某皮卡車排檔桿共振問題仿真研究

本文網(wǎng)址：http://www.ezxoed.cn/html/support/11121820411.html