孟浩東，李舜酩，劉天軍，陳勇將，廖連瑩，孫建中

（1.常州工學(xué)院機(jī)械與車輛工程學(xué)院，江蘇 常州 213002；2.南京航空航天大學(xué)能源與動力學(xué)院，江蘇 南京 210016；3.常柴股份有限公司，江蘇 常州 213002）

動力總成異常振動的固有特性識別研究

孟浩東1，3，李舜酩2，劉天軍1，陳勇將1，廖連瑩1，孫建中3

（1.常州工學(xué)院機(jī)械與車輛工程學(xué)院，江蘇 常州 213002；2.南京航空航天大學(xué)能源與動力學(xué)院，江蘇 南京 210016；3.常柴股份有限公司，江蘇 常州 213002）

針對某SUV車柴油機(jī)動力總成在常用工作轉(zhuǎn)速條件下產(chǎn)生異常振動的實(shí)際問題，給出改進(jìn)脈沖激振法與有限元計(jì)算模態(tài)分析法相結(jié)合的方法進(jìn)行不同條件下柴油機(jī)動力總成的固有特性識別研究。通過整車道路試驗(yàn)，發(fā)現(xiàn)柴油機(jī)工作轉(zhuǎn)速的二階激勵激起動力總成系統(tǒng)共振，采用基于變時基技術(shù)的改進(jìn)脈沖激振法進(jìn)行整車和臺架條件下動力總成的振動模態(tài)試驗(yàn)，結(jié)合有限元模型仿真計(jì)算，識別動力總成的固有頻率和振型參數(shù)，發(fā)現(xiàn)飛輪殼結(jié)構(gòu)是導(dǎo)致動力總成彎曲固有頻率偏低引起系統(tǒng)共振的薄弱環(huán)節(jié)。根據(jù)識別結(jié)果，進(jìn)行改進(jìn)設(shè)計(jì)飛輪殼薄弱結(jié)構(gòu)，提高動力總成系統(tǒng)的固有頻率，消除異振。

柴油機(jī)；動力總成；異常振動；固有特性；變時基

0　引　言

柴油機(jī)動力總成是汽車動力的產(chǎn)生和輸出裝置，其振動特性直接影響整車的舒適性能［1］。動力總成結(jié)構(gòu)復(fù)雜，它的振動包括低頻范圍的剛體振動［2］與高頻范圍內(nèi)零部件的彈性振動［3］，當(dāng)產(chǎn)生異常振動時會引起零部件的共振和疲勞破壞，嚴(yán)重影響汽車行使的安全性。因此有必要針對動力總成固有特性進(jìn)行識別研究，獲得其模態(tài)特性參數(shù)，指導(dǎo)動力總成結(jié)構(gòu)動態(tài)特性改進(jìn)設(shè)計(jì)與分析。

基于試驗(yàn)與仿真計(jì)算相結(jié)合的模態(tài)分析方法已成為識別發(fā)動機(jī)［4］及其動力總成［5］結(jié)構(gòu)固有振動特性的重要方法。比如，張煥宇等［6］采用有限元計(jì)算模態(tài)法結(jié)合模態(tài)實(shí)驗(yàn)法分析了4缸發(fā)動機(jī)機(jī)體的模態(tài)參數(shù)，并在此基礎(chǔ)上進(jìn)一步進(jìn)行了減振降噪研究；張志飛等［7］采用實(shí)驗(yàn)研究和理論計(jì)算相結(jié)合的方法，對摩托車車架掛發(fā)動機(jī)結(jié)構(gòu)的動力學(xué)特性進(jìn)行了研究；方源等［8］對電動車動力總成進(jìn)行模態(tài)測試和仿真分析，獲得了準(zhǔn)確的模態(tài)參數(shù)，為后續(xù)的動力學(xué)研究提供了依據(jù)。

本文針對某SUV車柴油機(jī)動力總成在常用工作轉(zhuǎn)速條件下產(chǎn)生異常振動的實(shí)際問題，在采用掃頻試驗(yàn)法確定動力總成系統(tǒng)結(jié)構(gòu)共振基礎(chǔ)上，給出改進(jìn)脈沖激振法與有限元計(jì)算模態(tài)分析法相結(jié)合的方法識別柴油機(jī)動力總成的固有特性。

1　基于提高激勵力脈沖信號測量準(zhǔn)確度的改進(jìn)脈沖激振法

脈沖激振法是一種簡便、快速、經(jīng)濟(jì)的寬頻帶激振試驗(yàn)方法，在模態(tài)試驗(yàn)中使用廣泛［9］。在脈沖激振測量中由于激勵力脈沖非常短暫，所以必須考慮到激勵力的采樣準(zhǔn)確度，在對其進(jìn)行離散化數(shù)字采樣時，如果采樣頻率設(shè)置不合理［10］，根本無法準(zhǔn)確描述脈沖激勵力離散信號，造成測量的頻率響應(yīng)函數(shù)質(zhì)量較差，嚴(yán)重影響試驗(yàn)?zāi)B(tài)的準(zhǔn)確度，導(dǎo)致不能準(zhǔn)確識別特征結(jié)構(gòu)的固有特性參數(shù)。采用不同采樣時間間隔Δt對激勵力脈沖信號造成的誤差如表1所示，表中激勵力脈沖信號寬度用T0表示，激勵力峰值用A表示。

表1　不同采樣時間間隔造成的激勵力信號誤差

為保證激勵力脈沖信號采樣后仍能保持工程準(zhǔn)確度，同時滿足采樣定理避免產(chǎn)生頻率混疊現(xiàn)象，采樣頻率fs的選取應(yīng)滿足以下2個條件：

式中fmax為最高分析頻率。

因此，為提高激勵力脈沖信號測量準(zhǔn)確度，獲得較準(zhǔn)確的頻率響應(yīng)函數(shù)，采用變時基采樣分析技術(shù)［11］進(jìn)行脈沖激振模態(tài)試驗(yàn)，其基本原理是：1）提高采樣頻率保證激勵力脈沖信號有足夠的采樣點(diǎn)數(shù)，同時又削弱混疊的影響。2）增加FFT分析長度保證獲得足夠的振動響應(yīng)信號長度，使采樣點(diǎn)數(shù)提高的同時又不會降低頻率分辨率。3）截取0～fmax頻率區(qū)間內(nèi)的頻響函數(shù)進(jìn)行模態(tài)參數(shù)識別。針對柴油機(jī)動力總成，結(jié)構(gòu)固有頻率具有低頻特性，彈性模態(tài)頻率相對較低，激勵力錘采用尼龍頭即可，相對應(yīng)的激勵力脈沖寬度為0.93ms，采樣頻率需大于4301Hz。假設(shè)fmax=500Hz，傳統(tǒng)的方法取采樣頻率fs=1280Hz，對應(yīng)的采樣時間間隔Δt=0.781 25 ms，如果采樣時間t=1.6 s時，則進(jìn)行快速傅里葉變換的數(shù)據(jù)長度N=2048，獲得的頻率分辨率Δf=0.625Hz；采用提高激勵力脈沖準(zhǔn)確度的4倍變時基方法取fs=5120Hz，對應(yīng)的采樣時間間隔Δt=0.195 31 ms，采集相同的時間1.6 s，那么進(jìn)行快速傅里葉變換的數(shù)據(jù)長度N=8192，而最終獲得的譜線頻率分辨率相同，具體如圖1所示。

從圖中進(jìn)一步分析可知，與傳統(tǒng)方法相比，采用4倍變時基技術(shù)在取得相同頻率分辨率結(jié)果的同時提高了激勵力脈沖信號的測量準(zhǔn)確度。

綜上所述，采用變時基技術(shù)，在提高采樣頻率的同時，避免了對激勵力信號和響應(yīng)信號進(jìn)行濾波處理，減少了混疊帶來的激勵力與響應(yīng)信號的頻率響應(yīng)函數(shù)誤差，提高了脈沖激振法試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析精度。本文采用4倍變時基的改進(jìn)脈沖激振法進(jìn)行柴油機(jī)動力總成的模態(tài)試驗(yàn)，由于動力總成固有頻率不會太高，所以取fs=5 120 Hz，N=8 192，平均次數(shù)為4，測量得到的結(jié)構(gòu)頻響函數(shù)和相干函數(shù)如圖2所示。

結(jié)合圖1以及表1分析可知，采用4倍變時基技術(shù)造成的激勵力脈沖信號誤差計(jì)算結(jié)果為1.3%左右，相比誤差27%，激勵力脈沖信號準(zhǔn)確度提高了近26%，同時在分析的頻率范圍內(nèi)激勵力譜能量更集中，因此激勵力脈沖信號描述更準(zhǔn)確，激勵力信號與結(jié)構(gòu)振動響應(yīng)信號在共振模態(tài)附件相干系數(shù)接近1，提高了系統(tǒng)測試的準(zhǔn)確度。

2　柴油機(jī)動力總成的固有特性識別研究

2.1整車條件下動力總成道路試驗(yàn)分析

某SUV車匹配直列4缸4沖程增壓中冷柴油機(jī)，在其常用轉(zhuǎn)速2600～3200r/min時，柴油機(jī)動力總成操縱手柄出現(xiàn)異常振動，基于內(nèi)燃機(jī)動力學(xué)［12］理論分析可知，4缸柴油機(jī)動力總成激振源主要是2階不平衡往復(fù)慣性力，因此在常用轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)對應(yīng)的動力總成激振力頻率區(qū)間為87～107Hz。為了找到引起操縱手柄異常振動的原因，采用掃頻試驗(yàn)法進(jìn)行3檔整車道路加速工況試驗(yàn)，主要監(jiān)測操縱手柄振動測點(diǎn)垂直方向的加速度時頻域變化信息，試驗(yàn)結(jié)果如圖3所示。

圖1　變時基采集技術(shù)對激勵力脈沖信號的描述

圖2　動力總成基于變時基試驗(yàn)?zāi)B(tài)信號采集和分析

圖3　操縱手柄振動時頻圖

從圖中分析可知，SUV車在5.6 s加速過程中，柴油機(jī)轉(zhuǎn)速1200～3300r/min，操縱手柄上端垂直方向振動加速度幅值從1s開始急劇增大，最大幅值達(dá)到5 g左右，在這一加速過程中操縱手柄振動劇烈使人根本無法忍受，振動能量集中的主要頻率區(qū)間為85～110 Hz，而其對應(yīng)2倍的諧次頻率區(qū)間170～220 Hz的振動能量則相對比較分散，說明在振動能量集中的主要頻率區(qū)間存在明顯的共振現(xiàn)象，這是由柴油機(jī)的二階激勵落入動力總成的某階固有頻率造成的。

2.2整車條件下動力總成試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析

該車動力總成采用三點(diǎn)式橡膠懸置系統(tǒng)，通過3個懸置彈性支撐在車架上，其中在柴油機(jī)左、右兩側(cè)呈V型布置兩個前懸置點(diǎn)，在變速器后端布置1個后懸置點(diǎn)。在整車實(shí)際工作安裝條件下，采用單點(diǎn)激勵多點(diǎn)響應(yīng)的改進(jìn)脈沖激振法對動力總成做了局部模態(tài)試驗(yàn)，得到其結(jié)構(gòu)系統(tǒng)典型的頻響函數(shù)，利用單自由度、多項(xiàng)式法進(jìn)行模態(tài)參數(shù)識別，獲得整車條件下動力總成的試驗(yàn)?zāi)B(tài)參數(shù)，結(jié)果如圖4所示。

圖4　整車條件下動力總成試驗(yàn)?zāi)B(tài)參數(shù)

從圖中分析可知，在整車條件下，動力總成存在固有頻率20Hz以下的整體剛性模態(tài)以及以固有頻率102Hz為中心的一階彎曲彈性模態(tài)，其中一階彈性模態(tài)的阻尼比為4.93%，由于其較寬的半功率帶頻率區(qū)間85～110Hz覆蓋了柴油機(jī)常用轉(zhuǎn)速對應(yīng)的激振力頻率區(qū)間，因此導(dǎo)致柴油機(jī)動力總成異常振動的主要原因是其一階彎曲固有頻率區(qū)間與激振力頻率區(qū)間相重合引起了系統(tǒng)共振。

2.3臺架條件下動力總成試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析

采用改進(jìn)的脈沖激振法對臺架條件下的動力總成進(jìn)行模態(tài)試驗(yàn)。根據(jù)動力總成實(shí)際的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，構(gòu)建了具有88個特征測點(diǎn)的假設(shè)模型進(jìn)行傳遞函數(shù)分析，模態(tài)試驗(yàn)的結(jié)果如圖5所示。

圖5　臺架條件下動力總成試驗(yàn)?zāi)B(tài)參數(shù)

從圖中可以看出，柴油機(jī)動力總成存在固有頻率為119.05 Hz以及阻尼比為3.928%的一階模態(tài)，其中模態(tài)振型以彎曲為主，說明臺架條件下與整車條件下動力總成的模態(tài)試驗(yàn)結(jié)果相吻合，而造成臺架條件下動力總成一階模態(tài)固有頻率偏高的原因主要受裝配、邊界條件等因素影響。

根據(jù)動力總成的一階模態(tài)振型進(jìn)一步分析可知，柴油機(jī)動力總成中后部的動擾度大于其前端部位，尤其是飛輪殼下部橫向的相對位移變形要遠(yuǎn)大于上部，由于受實(shí)際安裝空間限制，把中空薄壁件-飛輪殼下部設(shè)計(jì)成具有階梯結(jié)構(gòu)的懸空面極大地削弱了動力總成的抗彎剛度，導(dǎo)致飛輪殼與柴油機(jī)聯(lián)接處出現(xiàn)拐點(diǎn)，造成了動力總成中后部的振型放大。

2.4動力總成的計(jì)算模態(tài)分析

根據(jù)柴油機(jī)動力總成試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析結(jié)果，建立與實(shí)際相符的動力總成動力學(xué)仿真計(jì)算模型，其中飛輪殼、離合器殼與橡膠懸置采用精確實(shí)體模型，而與之連接的變速器總成則采用簡化的質(zhì)量點(diǎn)單元。采用SOLID95單元對動力總成各零件進(jìn)行網(wǎng)格劃分，獲得的動力總成有限元模型如圖6所示。

圖6　動力總成有限元網(wǎng)格模型

從圖中分析可知，采用全約束方式處理飛輪殼與柴油機(jī)機(jī)體結(jié)合面、橡膠懸置與車架固定結(jié)合面；采用共面的方式連接飛輪殼與離合器殼，同時其組件與橡膠懸置分別與變速器質(zhì)心點(diǎn)單元剛性連接。

采用分塊蘭索斯法對整車條件下的動力總成模型進(jìn)行約束模態(tài)計(jì)算，獲得動力總成的前三階約束模態(tài)頻率，分別為85.97，103.03，314.73 Hz，其中第一階模態(tài)振型如圖7所示。

從求解結(jié)果分析可知，動力總成的前兩階固有頻率與系統(tǒng)共振頻率區(qū)間相吻合，其振型以彎曲振動為主；動力總成的第三階固有頻率高于柴油機(jī)工作轉(zhuǎn)速2600～3200r/min對應(yīng)的二階激勵頻率，其振型以橡膠懸置的局部振動為主。進(jìn)一步分析動力總成彎曲主振型可知，柴油機(jī)和飛輪殼聯(lián)結(jié)處抗彎剛度差，在其發(fā)生彎曲振動時，飛輪殼橫向的相對位移變形量要遠(yuǎn)大于上部，說明仿真計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果相吻合，中空薄壁件-飛輪殼是導(dǎo)致動力總成彎曲固有頻率偏低引起系統(tǒng)共振的薄弱環(huán)節(jié)。

3　柴油機(jī)動力總成的改進(jìn)分析與驗(yàn)證

根據(jù)模態(tài)分析結(jié)果，要消除在柴油機(jī)2 600～3200r/min轉(zhuǎn)速區(qū)間的異常振動，必須提高動力總成的抗彎剛度，改進(jìn)設(shè)計(jì)飛輪殼結(jié)構(gòu)。分別采用加寬飛輪殼內(nèi)壁加強(qiáng)筋、布置豎向加強(qiáng)筋［13］以及增加飛輪殼懸空面上的豎向斜坡筋［14］一系列措施來提高飛輪殼結(jié)構(gòu)的彎曲剛度，飛輪殼改進(jìn)前后結(jié)構(gòu)如圖8所示。

圖7　動力總成彎曲模態(tài)主振型

圖8　改進(jìn)前后的飛輪殼結(jié)構(gòu)

采用分塊蘭索斯法對改進(jìn)后的動力總成模型進(jìn)行約束模態(tài)計(jì)算，結(jié)果如表2所示。從表中分析可知，對飛輪殼薄弱結(jié)構(gòu)進(jìn)行加強(qiáng)筋改進(jìn)設(shè)計(jì)后，動力總成的第一階與第二階固有頻率分別提高了30Hz、21Hz左右，避開了柴油機(jī)常用轉(zhuǎn)速對應(yīng)的激振力頻率區(qū)間，而且其主振型相對位移變形量也顯著減小。

表2　動力總成結(jié)構(gòu)改進(jìn)前后的模態(tài)頻率

采用改進(jìn)的脈沖激振法對整車定置狀態(tài)條件下改進(jìn)后的動力總成模型進(jìn)行傳遞函數(shù)分析，結(jié)果如圖9所示?？梢钥闯?，整車條件下，改進(jìn)后的動力總成一階固有頻率提高到125Hz，相比改進(jìn)前提高了23Hz。綜上所述，雖然動力總成的第一階固有頻率變化仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果相比存在一定的誤差，但兩者的變化趨勢一致，結(jié)果都表明動力總成的第一階固有頻率有了明顯提高，避開了激勵頻率區(qū)間。

圖9　改進(jìn)后動力總成的頻響函數(shù)

最后采用掃頻試驗(yàn)法對改進(jìn)后的動力總成進(jìn)行3檔整車道路加速工況試驗(yàn)，操縱手柄振動測點(diǎn)垂直方向測試結(jié)果如圖10所示。

圖10　動力總成改進(jìn)后操縱手柄振動時頻圖

從圖中分析可知，通過改進(jìn)飛輪殼結(jié)構(gòu)后，提高了動力總成的彎曲固有頻率，避開了柴油機(jī)工作轉(zhuǎn)速2600～3200r/min對應(yīng)的二階激振力頻率區(qū)間，從根本上消除了操縱手柄的異常振動，其加速度幅值明顯降低至2.5g左右。

4　結(jié)束語

1）采用變時基分析技術(shù)提高了激勵力脈沖信號測量準(zhǔn)確度，獲得了較準(zhǔn)確的頻率響應(yīng)函數(shù)，改進(jìn)了動力總成試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析準(zhǔn)確度。

2）動力總成一階彎曲固有頻率偏低，落入了柴油機(jī)常用工作轉(zhuǎn)速對應(yīng)的二階激振力頻率區(qū)間，導(dǎo)致了動力總成系統(tǒng)共振。

3）飛輪殼結(jié)構(gòu)是導(dǎo)致動力總成彎曲固有頻率偏低引起系統(tǒng)共振的薄弱環(huán)節(jié)，通過對飛輪殼薄弱結(jié)構(gòu)進(jìn)行加強(qiáng)筋改進(jìn)設(shè)計(jì)提高了動力總成的抗彎剛度，避開系統(tǒng)共振頻率區(qū)間，可消除異振。

4）結(jié)合改進(jìn)脈沖激振法與有限元計(jì)算模態(tài)分析法可有效識別動力總成異常振動的固有特性，能準(zhǔn)確定位異振的具體部位，指導(dǎo)飛輪殼薄弱環(huán)節(jié)的改進(jìn)設(shè)計(jì)。

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（編輯：李妮）

Identification research of abnormal vibration for powertrain on natural characteristics

MENG Haodong1，3，LI Shunming2，LIU Tianjun1，CHEN Yongjiang1，LIAO Lianying1，SUN Jianzhong3
（1.College of Mechanical and Vehicular Engineering，Changzhou Institute of Technology，Changzhou 213002，China；2.College of Energy and Power Engineering，Nanjing University of Aeronautics and Astronautics，Nanjing 210016，China；3.Changchai Co.，Ltd.，Changzhou 213002，China）

With regard to the abnormal vibration in the diesel powertrain of a SUV in normal working speed conditions，an improved pulse excitation method combined with finite element modal analysis was proposed to identify the intrinsic property of the diesel powertrain under different conditions.It is found in vehicle road test that powertrain system resonance was caused under the excitation of the second-order excitation frequency of the diesel working speed.The improved pulse excitation method based on the technique of variable time base was applied to carry out the vibration mode test for powertrain in both test beds and real vehicles.According to the simulation calculations of the finite element model，the natural frequency and vibration mode parameters of the powertrain were identified and the cause of abnormal vibration was discovered accordingly:the structure of the flywheel shell was the vulnerable spot of the powertrain that resulted in low natural bending frequency.According to the identification results，the structure of the flywheel shell was improved，whereby the natural frequency of the powertrain was increased and the abnormal vibration eliminated.

diesel engine；powertrain；abnormal vibration；natural characteristics；variable time base

A

1674-5124（2016）06-0134-05

10.11857/j.issn.1674-5124.2016.06.028

2015-12-09；

2016-01-20

江蘇省高校自然科學(xué)研究面上項(xiàng)目（15KJB580001，13KJD460002）；常州工學(xué)院校級科研基金（YN1405）

孟浩東（1979-），男，江蘇無錫市人，講師，博士后，研究方向?yàn)檐囕vNVH測試與控制。