黄志超，赵乙光，胡义华，柳 明

（1. 华东交通大学 载运工具与装备教育部重点实验室，南昌330013， 中国；2. 江西江铃底盘股份有限公司，抚州 344000， 中国）

驱动桥是汽车实现动力传递的重要部件，其作用是：通过主减速器将传动轴传递来的动力减速增扭，改变传动方向并将动力合理的分配给车轮。主减速器壳连接传动轴与驱动桥，是主减速器零部件的装配基体。在汽车行驶中，主减速器工作环境复杂，承受着来自主减速器齿轮、传动轴和驱动桥壳等部件的扭矩和动载荷。因此，需要主减速器具备良好的动刚度。XIAO Wangqiang等[1]通过粉末阻尼在齿轮传动上的应用，探究进一步降低主减速器齿轮传动过程中的噪声与振动。G. Koronias博士[2]研究在考虑差速器齿轮副摩擦作用的情况下，不同工况下差速器齿轮副的振动特性。刘杰等[3]对主减速器齿轮啮合斑点调整优化，并通过对比试验测试与联合汽车评价系统(alliance vehicle evaluation standard, AVES)评价相结合的方法，验证优化对整车噪声、振动与声振粗糙度（noise, vibration and harshness, NVH）性能有明显提升。何渠等[4]分析主减速器齿轮啮合副刚度、误差以及啮合冲击激励的动态响应，提出改善主减速器齿轮啮合传动的动态特性。宋怀兰等[5]通过对驱动桥主减速器轴承预紧度进行台架试验，得到合适的轴承预紧度参数，改善驱动桥传动的NVH性能。姚海明等[6]利用ANSYS软件对主减速器壳体进行应力及模态动力学模拟，得出应力在主减速器壳体上的分布规律以及模态固有频率。张晓帆等[7]通过ADAMS软件建立主减速器的双曲面齿轮的动力学模型，探究齿轮装配误差对整车后桥的振动特性影响。

本文对驱动桥桥壳进行了试验和仿真分析，获得了桥壳的固有频率。通过驱动器的振动与噪音测试，发现在某些转速下，由于轮齿的啮合频率高，在桥壳固有频率范围内，会导致噪音比较高。

1 驱动桥结构及主减速器壳三维建模

驱动桥的主要结构包括：主减速器、差速器、车轮传动装置、桥壳以及主减速器壳等（如图1所示）。

图1 驱动桥

底盘传动轴连接主减速器主动双曲面齿轮，从动双曲面齿轮通过差速器将动力分配给车轮传动装置的左右半轴实现汽车的驱动[8]。主减速器壳支撑传动轴和驱动桥壳，保护内部减速器传动齿轮零件的正常运行。主减速器壳是球墨铸铁铸造成形的，材料属性如表1所示。通过CATIA软件建立主减速器的三维装配模型如图2所示。忽略对仿真结果影响较小的结构，对模型进行简化，得出适合于有限元模态分析的主减速器壳体模型如图3所示。

表1 主减速器壳材料属性

图2 主减速器装配模型

图3 主减速器壳模型

2 主减速器壳有限元模态分析

2.1 主减速器壳有限元模型

将在CATIA中建立的主减速器壳三维模型导入HyperMesh中，并对模型进行进一步简化，对于主减速器壳模型中的倒角圆角进行直角处理，细小螺纹孔径管路等平面化处理。

由于主减速器壳为铸造件，结构复杂，各部位厚度不一，划分网格时需采用Solid四面体单元，其材料为QT450-10，网格划分好后，建立主减速器壳的有限元模型 （如图4所示）。有限元模型单元总数405 061个，节点数90 099个。

图4 主减速器壳有限元模型

2.2 设置边界条件

由于行驶状态下，主减速器壳受到的振动激励来自主减速器齿轮啮合传动、发动机、传动轴以及驱动桥和路面等多个方面，所以主减速器壳的模态分析主要是在自由状态下进行分析，不需设置任何边界条件。

2.3 主减速器壳有限元模态分析

主减速器壳的有限元前处理完成后进入HyperWorks中的OptiStruct模块利用EIGRL求解器进行求解，计算主减速器壳前6阶模态，参数如表2所示，各阶对应的模态振型如图5所示。

图5 主减速器壳6阶模态振型

表2 主减速器壳模态分析参数

由模态分析结果得出，能够激励主减速器壳产生振动的固有频率较高，第一阶模态就就计算出1.341 kHz，汽车在正常行驶状态下，所受到的激励在0～1.200 kHz[9]，可见该型号驱动桥主减速器壳的刚度较大。在主减速器壳的前6阶模态振型中，振动主要集中在主减速器壳体与驱动桥的连接端（后端），与传动轴的连接端（前端）则发生在高阶模态下，这是由于前端厚度比后端更厚，并且多处存在加强肋结构，刚度更大，因此固有频率较高。

3 主减速器壳模态实验

为验证主减速器壳有限元模型及模态分析结果的准确性，采用振动及动态信号采集分析系统对主减速器壳进行模态实验，该系统主要由振动激励装置、信号采集装置、信号处理装置以及计算机分析软件组成，具有实验操作简单、数据处理便捷的优点。

3.1 模态实验方案

要准确得到主减速器壳体自由状态下的固有频率及模态振型，主减速器壳体在实验过程中不能受到外界因素的干扰。采用弹性支撑材料或弹性绳索悬挂的方式可以使得主减速器壳处于自由状态。相对于弹性支撑，悬挂方式对场地的要求更低，受到的外界因素更少。本试验利用专门的试验台架，将主减速器壳通过高强度弹性橡胶绳悬挂在台架上，悬挂方式如图6所示。

图6 主减速器壳的悬挂方式

激励点与响应点是决定模态实验的关键，在选取激励点与响应点是有下面几点准则[10]：

1） 为了能够得到准确的模态振型，反映实验对象共振产生的位置，激励点与响应点的选取应该充分体现出实验对象的结构轮廓，而这些点构成后续模态实验的实验模型，在充分体现模型轮廓的同时，也能准确的表达各阶模态振型的特征，点选取越好，模态实验结果越准确。

2） 对于实验对象结构刚度较差的地方，应该是激励点与响应点的重点选取对象，并尽可能选取多的点以充分反映模态振型的情况。

3） 对于一些对称结构，采用奇数布点原则，主要为了避开结构自身的节点位置。当外界进行激励时，结构的节点位置处不易因外界激励而引起振动，所以节点为模态实验过程中响应点应该避开的点。通常，对称结构的节点位于结构的1/2、1/3、1/4等位置处。

4） 响应点的选取应该能在振动激励的作用下产生足够有效的响应信号。

遵循上面几点选取准则，并考虑实际运行工况下主减速器壳主要受到的激励情况以及模态实验时采用的传感器类型，在主减速器壳的表面选取了20个激励点，并以此作为模态实验的模型，如图7所示。选取的测试点整体体现了主减速器壳体的结构形状，对于刚度相对较小的减速器后端布置了较多的点，而前端刚度较大则布置较少的测试点。

图7 主减速器壳实验模型

3.2 模态实验结果

本次试验所采用的信号采集传感器为单向加速度传感器，因此进行两次模态实验，分别测量主减速器壳的轴向与径向模态振型及固有频率。实验设备的振动激励装置为力锤敲击的方式，对实验对象的每一个测试点进行两次敲击保证实验结果的准确性。

通过Cras软件中的机械及结构模态分析（MaCras）模块对采集的实验点数据进行整合计算，得出主减速器壳在力锤激励下不同频率的振动响应，如图8所示。

图8 模态实验频率响应幅值

由图8可知：主减速器壳在前1.2 kHz的激励下几乎不产生响应，且存在明显振动响应主要集中于1.0～8.0 kHz的频率范围。

主减速器壳的模态实验参数如表3所示。

表3 主减速器壳模态实验参数

从模态实验参数可以得出，主减速器壳的固有频率高于1.2 kHz，模态实验振型则可以看出主减速器壳体的前端几乎没有振动响应，模态振型主要集中于后端，且随着固有频率的增大模态振型越来越复杂。

模态实验振型如图9所示。

图9 主减速器壳的6阶模态振型

3.3 模态仿真与实验对比

将模态实验得出的固有频率与仿真结果进行对比，计算二者的相对误差，如表4所示。由表4可知：主减速器壳有限元模态分析的各阶固有频率相对于模态实验基本小于5 %，甚至有些相对误差接近0，只有在第二阶模态时误差达到7.4 %。结合实际的工程经验与应用，有限元分析的相对误差保持在20 %以内，都算准确的分析[11]。在有限元分析中模型的建立与简化，材料及网格划分都会影响最后的分析结果从而产生误差。

表4 主减速器壳模态仿真与实验对比

通过对比仿真与试验的模态振型可以得出，各阶固有频率下的模态振型基本吻合，验证了有限元分析的准确性。对于模态实验的振型，看上去不太形象的原因在于：1) 建立的实验模态的模型不能与主减速器壳体的结构完全一致；2) 实验中对主减速器壳的振动激励是采用力锤敲击的方式，人为因素影响很大。

4 驱动桥的振动与噪声测试

主减速器作为传动轴与驱动桥连接机构，在运行工况下内部的传动齿轮啮合产生的振动与噪声水平将直接影响整车NVH水平。因此，通过利用江铃底盘股份有限公司提供美国宝克公司的振动与噪声测试试验台架与AB Dynamics公司的Plato NVH数据分析软件进行振动与噪声测试。

4.1 测试方案与测试工况

将驱动桥总成固定在测试台架上，台架上的传动轴驱动装置驱动主减速器，产生转矩和转速。主减速器中的齿轮传动所产生的振动与噪声通过台架上的传感器采集并通过数据采集进计算机中的柏拉图数据分析系统，测试过程如图10所示。

图10 振动与噪声测试的程序

为模拟汽车实际运行工况，台架对驱动桥输入的转矩和转速包括加速、匀速、减速3种状态，并分成5种工况进行测试。如表5所示。

表5 驱动桥的测试工况

4.2 测试标准与测试结果

在进行驱动桥的振动与噪声测试实验前，需要确定驱动桥的振动与噪声的标准曲线，以衡量测试对象的振动与噪声水平是否合格。标准曲线的确定需要考虑大量的因素，首先是该型号驱动桥的质量定位处于高中低端哪一水平，然后根据国家规定振动与噪声水平的标准以及企业对该产品的生产要求进行制定[12]。本测试采用了江铃底盘股份有限公司生产该型号驱动桥的振动与噪声标准进行测试。

测试完成后，将采集的振动与噪声数据通过Plato NVH数据分析软件进行处理，同时与标准曲线进行整合对比，得出速度-转矩曲线图，如图11所示，其中红色的粗线表示标准曲线，其余的为各驱动桥实际测试曲线。

由图11可知：驱动桥在0～3 000 r/min情况下，大部分工况的振动与噪声水平都在标准曲线以下，但在1 800～2 000 r/min时，部分驱动桥出现了振动与噪声超标现象。

图11 驱动桥振动与噪声测试实验曲线

推测驱动桥振动与噪声超标的原因，通过计算1 800 ～ 2 000 r/min工况下的振动频率范围得出在30～33 Hz之间，而在主减速器中的主动齿轮齿数为10，根据倍频公式：

式中：f为主动齿轮啮合频率；n代表发动机转速；Z1为主动齿轮齿数。

可求得在此工况下主动齿轮啮合的倍频为300～330 Hz，该频率有可能引起驱动桥总成产生共振，使得振动与噪声水平上升。此外，驱动桥的产品质量问题也有可能造成实验数据的偏差。

5 结 论

1） 该型号的主减速器壳体的刚度很大，模态第一阶固有频率就大于1.2 kHz，说明该型号壳体对减速器总成具有良好的保护作用，确保了汽车的动力传动性能。

2） 减速器壳体的模态固有频率主要集中在1.0～8.0 kHz，模态振型主要集中在减速器壳体与驱动桥的连接端（后端），且随着频率的升高，振型越来越复杂，从单纯的径向轴向振动，到整体扭转以及径向轴向同时变形。

3） 通过对仿真与实验结果的对比可以得出，二者固有频率的相对误差均控制在10 %以内，同时模态振型基本吻合。验证了有限元模态分析与实验具有很高的一致性，也说明减速器壳体CAD模型以及有限元模型的准确性。为后续进一步优化设计、改善驱动桥性能提供基础。