硬杆换挡机构模态分析：结构改进建议

本文通过使用有限元软件Ansa和MSC.Nastran对某车型硬杆换挡机构进行了模态分析，得到硬杆换挡机构100Hz以内的频率。通过与发动机怠速频率进行对比，提出了硬杆换挡机构的改进建议，通过再次分析，新设计的方案可以满足使用要求，改善了整车的NVH性能。

0 引言

随着社会的进步人们生活水平的提高，人们对汽车乘坐舒适性的要求日益提高，汽车的NVH性能是顾客选购汽车时普遍关心的问题之一。换挡机构是否存在振动情况是汽车NVH性能的重要影响因素之一。

目前，CAE技术日益成熟，已广泛应用在NVH性能开发中，大大地降低了开发成本，缩短开发周期。对于低频NVH问题(0-150HZ)，主要采用模态法。汽车设计中各个部件的模态需要满足一定的设计要求，以避免各个零部件之间的共振。在设计人员在进行产品开发时，会导致零件的局部设计不够合理，从而导致模型不能满足模态要求。为了避免硬杆换挡机构与发动机怠速工况频率产生共振，必须对设计进行模态分析。

1 模态分析的含义

模态分析是研究结构动力特性的一种近代方法，是系统辨别方法在工程振动领域中的应用。模态是机械结构的固有振动特性，每一个模态具有特定的固有频率、阻尼比和模态振型。这些模态参数可以由计算或试验分析取得，这样一个计算或试验分析过程称为模态分析。

模态分析的经典定义:将线性定常系统振动微分方程组中的物理坐标变换为模态坐标，使方程组解耦，成为一组以模态坐标及模态参数描述的独立方程，以便求出系统的模态参数。坐标变换的变换矩阵为模态矩阵，其每列为模态振型。

模态分析的最终目标是识别出系统的模态参数，为结构系统的振动特性分析、振动故障诊断以及结构动力特性的优化设计提供依据。

2 模态分析的有限元仿真

模态分析属于线性分析，也就是说，在模态分析中只有线性行为是有效的，如果在分析中指定了非线性单元，在计算中将被忽略并被作为线性单元处理。

2.1 硬杆换挡机构有限元模型的建立

本文采用ansa软件进行有限元建模。换档机构各零件都是采用实体单元进行网格划分，截面为圆的细长杆件用等直径的CBAR单元模拟，通过处理可得到图1所示的硬杆换档机构有限元模型。

图1 硬杆换挡机构有限元模

2.2 边界条件的施加

在模态分析的过程中，约束方式和模型的重量对分析结果影响较大，所以，要对模型施加准确的边界条件，本文在模型的边缘处进行全约束，如图2所示。

图2 边界条件的施加

3 理论依据

硬杆换挡机构的模态要求:结构的固有频率不在发动机怠速频率[27Hz，33Hz]范围内，即可以满足使用要求。

发动机怠速频率计算方法见公式1。

公式中：Fd—发动机怠速频率;n—发动机怠速转速;z—发动机汽缸数;m—发动机冲程数。

4 模态分析结果

通过分析，得到硬杆换挡机构的约束模态分析情况，见表1及图3、图4、图5所示。可以看出，硬杆换挡结构1阶和2阶模态均在发动机怠速频率范围内，发生共振，因此需对硬杆换挡机构结构进行改进。

   表1 硬杆换挡机构约束模态频率与振型表

5 结构改进

通过对硬杆换挡机构结构进行改进，使其频率避开发动机怠速频率，改进后的硬杆换挡机构约束模态见表2及图6所示。

设计变量优化结果如图5所示材料密度分布图。

图6 转向杠杆设计区域材料最优化布局等值面图

除材料密度0.3以下的材料，可得到如图6所示的转向杠杆设计区域材料最优化布局等值面图。

6 结果对比

转向杠杆轻量化分析结果对比见表2。原模型质量为10.1kg，经过拓扑优化分析，质量降为6.5kg，降重35%，强度、模态均满足要求。

表2 转向杠杆模态频率表

7 结论

1)转向杠杆性能要求，应力小于材料屈服强度，固有模态频率既不在发动机怠速频率的范围之内，也不与车轮在常用车速时的激振频率耦合。

2)通过对转向杠杆原模型性能分析，其强度与模态均满足要求，有较大的优化空间，进行拓扑优化分析。

3)目标函数为质量最小化，设计变量为单元密度，以转向杠杆性能要求与拔模制造工艺为约束，进行拓扑优化分析。质量降为6.5kg，降重35%，强度、模态均满足要求。

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