LMS汽車整車狀態下動力總成剛體模態試驗研究

2013-06-24 by:廣州有限元分析、培訓中心-1CAE.COM 來源:仿真在線

關鍵字:動力總成剛體模態模態試驗模態識別

汽車發動機常用往復活塞式發動機,它是由周期爆發的燃氣壓力產生的活塞往復運動,通過曲軸連桿機構轉化為曲軸的旋轉運動,對外輸出功。由于發動機氣缸做功的不連續性,發動機運動部件的不平衡慣性力對發動機機體具有強烈的沖擊和寬頻帶激勵作用。同時,發動機在工作工程中,由于實際工況和負荷的不斷變化,反扭矩也在不斷變化,從而對發動機造成一個扭矩激勵作用。在以上兩種激勵作用下,發動機會產生隨轉速變化的振動。這種寬頻帶的振動與沖擊無論對發動機的可靠性,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,隨著汽車和發動機朝著高速、輕量化、大功率方向發展,其振動噪聲問題日趨嚴重。為了克服振動造成的各方面負面影響,人們采取了各種方法和途徑來降低發動機和整車的振動。汽車發動機工作中產生的不平衡力、力矩及路面不平度是引起汽車振動的激振的主要激振源。為了減小發動機(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生隔振效果。理想的動力總成懸置元件應滿足多方面的要求。不但應該將發動機自身產生的振動與車架結構隔離,而且還必須對汽車在道路行駛中產生的擾動有滿意的響應特性。它必須在汽車突然加速、制動、轉向等非穩態干擾時激發的低頻擾動范圍內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,理想的發動機懸置元件應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。對懸置系統進行合理的設計和分析來控制動力總成激勵力對整車的影響是整車NVH系統設計的重要組成部分。本文針對動力總成剛體模態試驗與分析過程的一些工程實際問題進行討論和分析。

2 動力總成的動力學模型

為了進行動力總成懸置系統的動力學分析,首先需要建立動力總成懸置系統的動力學模型。動力總成懸置系統的固有頻率一般在5—30Hz之間,這一頻率遠低于動力總成的一階彈性模態。因而在以懸置系統低頻隔振分析為主要目標的處理過程中,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6自由度的自由振動和受迫振動的動力學微分方程組。

圖1 汽車動力總成剛體動力學模型

圖1表示動力總成處于靜平衡位置。以動力總成質心G0為坐標原點,設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系G0-xyz,如圖所示。動力總成的振動可分解為隨同它的質心G0點沿x、y、z的三個平動,和繞質心G0點的轉動。在微振動條件下,其角位移可用繞x、y、z軸的轉角θ_x、θ_y、θ_z表示。

對動力總成液壓懸置系統力學模型,設懸置系統受到的外力為Q(t),根據動力學原理可建立動力總成懸置系統六自由度動力分析方程為

式中:為六自由度坐標

為質量矩陣,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。

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

3 動力總成剛體模態試驗分析

為了驗證理論分析結果和評價隔振效果,必須進行動力總成的剛體振動模態試驗,以驗證設計正確性。本文應用LMS SC310動態測試硬件系統和TEST.LAB測試分析軟件進行模態試驗與模態參數識別。模態測試系統由三部分組成:電磁激振系統、傳感器,LMS SC310數據采集和信號分析系統。

激勵系統主要包括信號源,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生。本試驗采用猝發隨機激勵信號。

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信號適調模塊進行信號調理和放大。

LMS SC310數據采集和信號分析系統。力和加速度信號經LMS SC310數據采集模塊和采集軟件控制、分析獲得各測點FRF頻響函數和相干函數。為模態分析提供相應的數據。

動力總成剛體模態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。在本次剛體模態試驗上在發動機和變速箱上布置20個測點。應用比利時LMS國際公司TEST.LAB軟件中的GEOMETRY模塊進行建模。

(2)激勵點和激勵方式:整車狀態下動力總成和動力傳動系模態試驗激振點選取發動機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計為主要目標設計方案,在Z向和繞X軸轉動等方向可能與其它方向解耦,如單方向激勵,在其它方向可能產生的響應非常小,因此,對于動力總成剛體模態試驗必需要多方向同時激振才能將六個剛體模態全部激發出來。同時激勵點的選取應使激振力矩增大。在試驗過程中,要選取多個激振點進行比較。

(3)試驗的支承方式:整車狀態下動力總成剛體模態試驗車輛放置在水平地面上,保持在水平面內。為了消除車架和懸架的模態影響,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信號。由于測點較多,傳感器數量有限,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的柔性桿連接,以保證激振力產生引激勵方向作用力。

(5)動力總成剛體模態試驗數據采集設置:采樣頻率有效帶寬: 64Hz,譜線數:512,頻率分辨率為0.125Hz。力信號和響應窗函數為HANNING窗以減少泄漏誤差。力信號源為BIRST 隨機,激振頻率2-64Hz。為了減少測量隨機誤差,提高測試精度,對每次測量采樣進行16次重復平均。

(6)頻響函數FRF的測量:為了獲取全部模態參數及模態振型的信息,需要測量足夠數量和精度的頻響函數(FRF)。在測量二輸入多輸出頻響函數時,采用自功率譜和互功率譜計算頻響函數,根據16次平均次數,用H1估計法求得頻響函數的最小二乘近似值。在試驗過程中,確保相干函數接近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。通過移動加速度傳感器,測量全部測點的頻響函數。監測各測點相干函數和頻響函數。

(7)模態參數識別:模態參數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模態分析軟件,POLYMAX模態分析軟件更適用于動力總成剛體模態大阻尼結構參數識別。參數估計的頻帶選取是所選頻帶不含有過多的系統極點。在系統頻響函數之和中所選取的頻帶的中起始點及終止點的值是極小值,以減小帶外效應的影響。估計系統的極點數目時,將全部實際測得的選取的各測點頻響函數按幅值求和,使峰值信息整個地集中在一條系統綜合頻響函數之和中。在選取極點時,根據一階和二階模態指示函數(MIF)在所有共振頻率處的局部最小值和整體參數穩態圖“穩定極點”初步選擇極點。在進行穩態圖計算時的假定極點數將根據所選頻帶寬度確定為32至64之間。根據選定的“穩態極點”進行模態向量估計。模態向量計算容差為2%,固有頻率計算容差為1%,模態阻尼計算容差為5%。

(8)模態模型驗證:模態模型驗證方法首先對測試設置中的激振器固定、各傳感器校準和信號質量進行正確性驗證,在每次測量得到的頻響函數都必須通過相干函數驗證。在此基礎上,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和由模態參數估計重新構造出來的綜合頻響函數。在比較時,綜合頻響函數考慮上、下剩余項。第二步是根據比利時LMS公司的MODEL ANALYSIS 軟件中的MODEL VALIDATION模態判別準則(MAC)確定同一組中各估計的正確性。根據模態參預(MP)分析給定頻段上各模態的相對重要性和所選擇的輸入自由度的有效性。同時參照模態超復雜性(MOV)和模態相位共線(MPC)分析模態復雜性。由以上分析和通過觀察振型最終確定有效模態模型。

4 試驗結果

表1 整車狀態下動力總成剛體模態頻率與阻尼比

圖2 某動力總成剛體模態Z向模態振型

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

5 結論

通過建立動力總成懸置系統剛體動力學模型和整車狀態下模態試驗得出了動力總成懸置隔振系統的六階固有頻率、模態阻尼和模態振型。在應用比利時LMS國際公司模態測試系和分析軟件基礎上,探討了整車狀態下的動力總成模態試驗方法和大阻尼結構模態分析和模態參數辨識方法。試驗結果表明現代測試手段和模態分析技術相結合,LMS國際公司POLYMAX模態分析軟件更適用于動力總成剛體模態大阻尼結構參數識別。試驗結果為進一步的理論分析及改進動力總成懸置隔振設計和減小汽車振動提供了可靠的數據。

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