汽車整車狀態(tài)下動力總成剛體模態(tài)試驗研究

2017-03-02 by:CAE仿真在線來源:互聯(lián)網(wǎng)

本文在建立汽車動力總成剛體動力學(xué)模型基礎(chǔ)上,采用比利時LMS國際公司模態(tài)測試系統(tǒng)和分析軟件,對某汽車整車狀態(tài)下的動力總成進(jìn)行試驗?zāi)B(tài)分析。介紹了整車狀態(tài)下的動力總成模態(tài)試驗方法和大阻尼結(jié)構(gòu)模態(tài)分析和模態(tài)參數(shù)辨識方法。試驗結(jié)果為進(jìn)一步的理論分析及改進(jìn)動力總成懸置結(jié)構(gòu)設(shè)計提供了指導(dǎo)。

1 引言

汽車發(fā)動機(jī)常用往復(fù)活塞式發(fā)動機(jī),它是由周期爆發(fā)的燃?xì)鈮毫Ξa(chǎn)生的活塞往復(fù)運動,通過曲軸連桿機(jī)構(gòu)轉(zhuǎn)化為曲軸的旋轉(zhuǎn)運動,對外輸出功。由于發(fā)動機(jī)氣缸做功的不連續(xù)性,發(fā)動機(jī)運動部件的不平衡慣性力對發(fā)動機(jī)機(jī)體具有強(qiáng)烈的沖擊和寬頻帶激勵作用。同時,發(fā)動機(jī)在工作工程中,由于實際工況和負(fù)荷的不斷變化,反扭矩也在不斷變化,從而對發(fā)動機(jī)造成一個扭矩激勵作用。在以上兩種激勵作用下,發(fā)動機(jī)會產(chǎn)生隨轉(zhuǎn)速變化的振動。這種寬頻帶的振動與沖擊無論對發(fā)動機(jī)的可靠性,還是對汽車的可靠性及乘坐舒適性都將造成極為不利的影響。

目前,隨著汽車和發(fā)動機(jī)朝著高速、輕量化、大功率方向發(fā)展,其振動噪聲問題日趨嚴(yán)重。為了克服振動造成的各方面負(fù)面影響,人們采取了各種方法和途徑來降低發(fā)動機(jī)和整車的振動。汽車發(fā)動機(jī)工作中產(chǎn)生的不平衡力、力矩及路面不平度是引起汽車振動的激振的主要激振源。為了減小發(fā)動機(jī)(動力總成)對整車振動和噪聲的影響,一般是通過動力總成懸置連接在車架上的產(chǎn)生隔振效果。理想的動力總成懸置元件應(yīng)滿足多方面的要求。不但應(yīng)該將發(fā)動機(jī)自身產(chǎn)生的振動與車架結(jié)構(gòu)隔離,而且還必須對汽車在道路行駛中產(chǎn)生的擾動有滿意的響應(yīng)特性。它必須在汽車突然加速、制動、轉(zhuǎn)向等非穩(wěn)態(tài)干擾時激發(fā)的低頻擾動范圍內(nèi)有較大的動剛度和阻尼,以便限制動力總成的過分彈跳和過大的位移。簡單的說,理想的發(fā)動機(jī)懸置元件應(yīng)該在低頻范圍有較大的動剛度和阻尼,而在高頻范圍有較低的動剛度。對懸置系統(tǒng)進(jìn)行合理的設(shè)計和分析來控制動力總成激勵力對整車的影響是整車NVH系統(tǒng)設(shè)計的重要組成部分。本文針對動力總成剛體模態(tài)試驗與分析過程的一些工程實際問題進(jìn)行討論和分析。

2 動力總成的動力學(xué)模型

為了進(jìn)行動力總成懸置系統(tǒng)的動力學(xué)分析,首先需要建立動力總成懸置系統(tǒng)的動力學(xué)模型。動力總成懸置系統(tǒng)的固有頻率一般在5—30Hz之間,這一頻率遠(yuǎn)低于動力總成的一階彈性模態(tài)。因而在以懸置系統(tǒng)低頻隔振分析為主要目標(biāo)的處理過程中,可以將動力總成視為剛體,橡膠懸置元件簡化為三向正交的彈性阻尼元件,建立系統(tǒng)6自由度的自由振動和受迫振動的動力學(xué)微分方程組。

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圖1 汽車動力總成剛體動力學(xué)模型

圖1表示動力總成處于靜平衡位置。以動力總成質(zhì)心G0為坐標(biāo)原點,設(shè)定沿動力總成曲軸方向并指向前方為X軸正方向,按照右手法則建立直角坐標(biāo)系G0-xyz,如圖所示。動力總成的振動可分解為隨同它的質(zhì)心G0點沿x、y、z的三個平動,和繞質(zhì)心G0點的轉(zhuǎn)動。在微振動條件下,其角位移可用繞x、y、z軸的轉(zhuǎn)角θx、θy、θz表示。

對動力總成液壓懸置系統(tǒng)力學(xué)模型,設(shè)懸置系統(tǒng)受到的外力為Q(t),根據(jù)動力學(xué)原理可建立動力總成懸置系統(tǒng)六自由度動力分析方程為

式中:

為六自由度坐標(biāo)

為質(zhì)量矩陣,

為剛度矩陣,

為阻尼矩陣。

其中剛度和阻尼矩陣中的各元素是懸置三向剛度、阻尼和安裝位置和安裝角度的函數(shù)。

通過對動力學(xué)方程(1)振動分析可知,懸置系統(tǒng)有六個固有頻率和相應(yīng)的振型。理論分析表明,對于設(shè)計的懸置剛度和安裝參數(shù),動力總成各階振型之間存在能量耦合。

3 動力總成剛體模態(tài)試驗分析

為了驗證理論分析結(jié)果和評價隔振效果,必須進(jìn)行動力總成的剛體振動模態(tài)試驗,以驗證設(shè)計正確性。本文應(yīng)用LMS SC310動態(tài)測試硬件系統(tǒng)和TEST.LAB測試分析軟件進(jìn)行模態(tài)試驗與模態(tài)參數(shù)識別。模態(tài)測試系統(tǒng)由三部分組成:電磁激振系統(tǒng)、傳感器,LMS SC310數(shù)據(jù)采集和信號分析系統(tǒng)。

激勵系統(tǒng)主要包括信號源,功率放大器和激振器。其中信號源由LMS SC310源控制模塊和軟件產(chǎn)生。本試驗采用猝發(fā)隨機(jī)激勵信號。

傳感器主要用于拾取激勵力傳感器和振動加速度傳感器。力傳感器和振動加速度傳感器是ICP型,由LMS SC310信號適調(diào)模塊進(jìn)行信號調(diào)理和放大。

LMS SC310數(shù)據(jù)采集和信號分析系統(tǒng)。力和加速度信號經(jīng)LMS SC310數(shù)據(jù)采集模塊和采集軟件控制、分析獲得各測點FRF頻響函數(shù)和相干函數(shù)。為模態(tài)分析提供相應(yīng)的數(shù)據(jù)。

動力總成剛體模態(tài)試驗過程主要包括以下幾個方面:

(1)幾何建模:對于動力總成剛體模態(tài)試驗,理論上至少要求八個測點組成一個長方體即可。在本次剛體模態(tài)試驗上在發(fā)動機(jī)和變速箱上布置20個測點。應(yīng)用比利時LMS國際公司TEST.LAB軟件中的GEOMETRY模塊進(jìn)行建模。

(2)激勵點和激勵方式:整車狀態(tài)下動力總成和動力傳動系模態(tài)試驗激振點選取發(fā)動機(jī)缸蓋右前上角斜向和變速箱與傳動軸連接處斜向2點激振。對于以動力總成能量解耦設(shè)計為主要目標(biāo)設(shè)計方案,在Z向和繞X軸轉(zhuǎn)動等方向可能與其它方向解耦,如單方向激勵,在其它方向可能產(chǎn)生的響應(yīng)非常小,因此,對于動力總成剛體模態(tài)試驗必需要多方向同時激振才能將六個剛體模態(tài)全部激發(fā)出來。同時激勵點的選取應(yīng)使激振力矩增大。在試驗過程中,要選取多個激振點進(jìn)行比較。

(3)試驗的支承方式:整車狀態(tài)下動力總成剛體模態(tài)試驗車輛放置在水平地面上,保持在水平面內(nèi)。為了消除車架和懸架的模態(tài)影響,車輛用四個支點頂起。

(4)測點:本試驗共使用了兩個力傳感器和十個三向加速度傳感器。力傳感器測量激勵信號;加速度傳感器測量測點響應(yīng)信號。由于測點較多,傳感器數(shù)量有限,所以采取分組多次采集、最后集中處理的測量手段。激振器與力傳感器之間用較細(xì)的柔性桿連接,以保證激振力產(chǎn)生引激勵方向作用力。

(5)動力總成剛體模態(tài)試驗數(shù)據(jù)采集設(shè)置:采樣頻率有效帶寬: 64Hz,譜線數(shù):512,頻率分辨率為0.125Hz。力信號和響應(yīng)窗函數(shù)為HANNING窗以減少泄漏誤差。力信號源為BIRST 隨機(jī),激振頻率2-64Hz。為了減少測量隨機(jī)誤差,提高測試精度,對每次測量采樣進(jìn)行16次重復(fù)平均。

(6)頻響函數(shù)FRF的測量:為了獲取全部模態(tài)參數(shù)及模態(tài)振型的信息,需要測量足夠數(shù)量和精度的頻響函數(shù)(FRF)。在測量二輸入多輸出頻響函數(shù)時,采用自功率譜和互功率譜計算頻響函數(shù),根據(jù)16次平均次數(shù),用H1估計法求得頻響函數(shù)的最小二乘近似值。在試驗過程中,確保相干函數(shù)接近1。本試驗中由LMS國際公司 SPECTRAL ACQUISITION采集軟件測試各測點頻響函數(shù)。通過移動加速度傳感器,測量全部測點的頻響函數(shù)。監(jiān)測各測點相干函數(shù)和頻響函數(shù)。

(7)模態(tài)參數(shù)識別:模態(tài)參數(shù)估計方法是采用比利時LMS 公司MODEL ANSLYSIS 分析軟件中對于大阻尼系統(tǒng)識別精度高的POLYMAX 分析軟件。通過比較LMS國際公司MODEL ANALYSIS和POLYMAX模態(tài)分析軟件,POLYMAX模態(tài)分析軟件更適用于動力總成剛體模態(tài)大阻尼結(jié)構(gòu)參數(shù)識別。參數(shù)估計的頻帶選取是所選頻帶不含有過多的系統(tǒng)極點。在系統(tǒng)頻響函數(shù)之和中所選取的頻帶的中起始點及終止點的值是極小值,以減小帶外效應(yīng)的影響。估計系統(tǒng)的極點數(shù)目時,將全部實際測得的選取的各測點頻響函數(shù)按幅值求和,使峰值信息整個地集中在一條系統(tǒng)綜合頻響函數(shù)之和中。在選取極點時,根據(jù)一階和二階模態(tài)指示函數(shù)(MIF)在所有共振頻率處的局部最小值和整體參數(shù)穩(wěn)態(tài)圖“穩(wěn)定極點”初步選擇極點。在進(jìn)行穩(wěn)態(tài)圖計算時的假定極點數(shù)將根據(jù)所選頻帶寬度確定為32至64之間。根據(jù)選定的“穩(wěn)態(tài)極點”進(jìn)行模態(tài)向量估計。模態(tài)向量計算容差為2%,固有頻率計算容差為1%,模態(tài)阻尼計算容差為5%。

(8)模態(tài)模型驗證:模態(tài)模型驗證方法首先對測試設(shè)置中的激振器固定、各傳感器校準(zhǔn)和信號質(zhì)量進(jìn)行正確性驗證,在每次測量得到的頻響函數(shù)都必須通過相干函數(shù)驗證。在此基礎(chǔ)上,第一步是由比利時LMS公司的MODEL ANALYSIS 軟件中的MODEL SYNTHESIS軟件直接比較原始測量的頻響函數(shù)和由模態(tài)參數(shù)估計重新構(gòu)造出來的綜合頻響函數(shù)。在比較時,綜合頻響函數(shù)考慮上、下剩余項。第二步是根據(jù)比利時LMS公司的MODEL ANALYSIS 軟件中的MODEL VALIDATION模態(tài)判別準(zhǔn)則(MAC)確定同一組中各估計的正確性。根據(jù)模態(tài)參預(yù)(MP)分析給定頻段上各模態(tài)的相對重要性和所選擇的輸入自由度的有效性。同時參照模態(tài)超復(fù)雜性(MOV)和模態(tài)相位共線(MPC)分析模態(tài)復(fù)雜性。由以上分析和通過觀察振型最終確定有效模態(tài)模型。

4 試驗結(jié)果

表1 整車狀態(tài)下動力總成剛體模態(tài)頻率與阻尼比

圖2 某動力總成剛體模態(tài)Z向模態(tài)振型

表1為某整車狀態(tài)下動力總成剛體模態(tài)的固有頻率、阻尼比與振型說明。圖2為動力總成剛體模態(tài)Z向模態(tài)振型。

5 結(jié)論

通過建立動力總成懸置系統(tǒng)剛體動力學(xué)模型和整車狀態(tài)下模態(tài)試驗得出了動力總成懸置隔振系統(tǒng)的六階固有頻率、模態(tài)阻尼和模態(tài)振型。在應(yīng)用比利時LMS國際公司模態(tài)測試系和分析軟件基礎(chǔ)上,探討了整車狀態(tài)下的動力總成模態(tài)試驗方法和大阻尼結(jié)構(gòu)模態(tài)分析和模態(tài)參數(shù)辨識方法。試驗結(jié)果表明現(xiàn)代測試手段和模態(tài)分析技術(shù)相結(jié)合,LMS國際公司POLYMAX模態(tài)分析軟件更適用于動力總成剛體模態(tài)大阻尼結(jié)構(gòu)參數(shù)識別。試驗結(jié)果為進(jìn)一步的理論分析及改進(jìn)動力總成懸置隔振設(shè)計和減小汽車振動提供了可靠的數(shù)據(jù)。

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