基于傳遞函數(shù)的發(fā)動(dòng)機(jī)附件振動(dòng)預(yù)測(cè)

劉　丹，王　輝，宋兆哲，楊景玲

基于傳遞函數(shù)的發(fā)動(dòng)機(jī)附件振動(dòng)預(yù)測(cè)

劉丹1，2，王輝1，2，宋兆哲1，2，楊景玲1，2

（1.長(zhǎng)城汽車股份有限公司 技術(shù)中心，河北 保定 071000；2.河北省汽車工程技術(shù)研究中心，河北 保定 071000）

闡述整車異常振動(dòng)噪聲的排查過(guò)程，確定問(wèn)題為發(fā)電機(jī)和空調(diào)壓縮機(jī)組件1階共振。通過(guò)模態(tài)試驗(yàn)和有限元分析結(jié)果對(duì)比，保證仿真模型準(zhǔn)確性，為下一步傳遞函數(shù)分析提供輸入。通過(guò)測(cè)試第三主軸承蓋到空壓機(jī)遠(yuǎn)端處傳遞函數(shù)，得到結(jié)構(gòu)阻尼信息。采用相同阻尼值，對(duì)空調(diào)壓縮機(jī)支架更改前后傳遞函數(shù)進(jìn)行對(duì)比，改進(jìn)后第1階模態(tài)共振頻率提高，同時(shí)幅值也有降低。對(duì)改進(jìn)后樣件進(jìn)行整車試驗(yàn)，結(jié)果表明，在默認(rèn)激勵(lì)保持不變基礎(chǔ)上，可通過(guò)傳遞函數(shù)來(lái)間接反應(yīng)最終響應(yīng)結(jié)果，從而驗(yàn)證可以利用傳遞函數(shù)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)外附件振動(dòng)進(jìn)行預(yù)測(cè)。

振動(dòng)與波；振動(dòng)預(yù)測(cè)；傳遞函數(shù)；外附件；模態(tài)試驗(yàn)

隨著汽車行業(yè)的不斷發(fā)展及人民生活水平的逐步提高，人們對(duì)汽車的追求不再僅僅局限于油耗及排放上，關(guān)注點(diǎn)已逐漸轉(zhuǎn)移到舒適性及振動(dòng)噪聲水平上，一輛具有良好NVH性能的車輛，可以在激烈的市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)中取得更好成績(jī)。振動(dòng)噪聲水平是衡量汽車性能重要方面，也是消費(fèi)者在挑選和乘坐汽車時(shí)的首要感受［1］。良好的安全性、舒適性和噪聲品質(zhì)已經(jīng)成為現(xiàn)代汽車一個(gè)重要標(biāo)志。因此，降低汽車的振動(dòng)和噪聲水平，提高車輛的乘坐舒適性，對(duì)于提高車輛的綜合性能指標(biāo)具有重要意義。

發(fā)動(dòng)機(jī)作為整車動(dòng)力源，同時(shí)也是一個(gè)主要激勵(lì)源和噪聲源，其振動(dòng)傳遞路徑由動(dòng)力總成經(jīng)懸置系統(tǒng)傳遞至車身，從而引起車身的振動(dòng)并通過(guò)其輻射到車廂內(nèi)，引起空腔內(nèi)部的空氣共振產(chǎn)生噪聲，進(jìn)而影響汽車的耐久性和舒適性［2-3］。

某車輛在定置加速試驗(yàn)中，座椅導(dǎo)軌處振動(dòng)及駕駛員右耳噪聲都存在208 Hz共振帶如圖1所示，嚴(yán)重影響駕駛舒適性及聲品質(zhì)。

1　問(wèn)題排查

通過(guò)整車試驗(yàn)和臺(tái)架試驗(yàn)排查，最后確定了異響的產(chǎn)生原因?yàn)榘l(fā)電機(jī)和空調(diào)壓縮機(jī)組件1階共振，如圖2所示，圖3給出了附件振動(dòng)的傳遞路徑。經(jīng)確認(rèn)，在發(fā)電機(jī)和空壓機(jī)振動(dòng)頻譜上，其中157 Hz為皮帶和發(fā)電機(jī)OAD皮帶輪的耦合結(jié)果，沒(méi)有引起車身異常振動(dòng)及噪聲輻射。

圖1　異常振動(dòng)噪聲頻譜

圖2　發(fā)電機(jī)、空壓機(jī)振動(dòng)頻譜

圖3　附件振動(dòng)傳遞路徑

由于任何結(jié)構(gòu)振動(dòng)都是結(jié)構(gòu)對(duì)施于它的激振力的響應(yīng)，激振點(diǎn)受力振動(dòng)，振動(dòng)傳至結(jié)構(gòu)表面引起結(jié)構(gòu)表面振動(dòng)，并導(dǎo)致噪聲輻射［4］。發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)基本保持一致，因此可以通過(guò)傳遞函數(shù)優(yōu)劣，間接地預(yù)測(cè)最終的振動(dòng)響應(yīng)。本文通過(guò)計(jì)算和測(cè)試原方案主軸承蓋到空壓機(jī)最遠(yuǎn)端處的傳遞函數(shù)，對(duì)仿真模型的傳遞函數(shù)進(jìn)行校正，并運(yùn)用傳遞函數(shù)對(duì)更改后方案振動(dòng)進(jìn)行預(yù)測(cè)。

2　傳遞函數(shù)原理

傳遞函數(shù)反映了系統(tǒng)對(duì)不同輸入信號(hào)的傳遞能力，是描述動(dòng)態(tài)系統(tǒng)特性的一種非參數(shù)估計(jì)模型。對(duì)任何線性系統(tǒng)來(lái)說(shuō)，都可以應(yīng)用傳遞函數(shù)在頻域中直接分析系統(tǒng)的穩(wěn)定性，對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行綜合設(shè)計(jì)和校正［5］。傳遞函數(shù)是描述系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性的一種數(shù)學(xué)表達(dá)式，只取決于系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)和參數(shù)，一般為復(fù)變量的有理分式函數(shù)，其分子和分母多項(xiàng)式的系數(shù)均為實(shí)數(shù)，都是由系統(tǒng)的物理參數(shù)決定的。

初始條件為零的多自由度結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)微分方程可以表達(dá)為

對(duì)式（1）兩邊同時(shí)進(jìn)行拉普拉斯變換得到在頻域中的表達(dá)式

式中X（s）和｛F（s）｝分別為｛｝x和｛f（t）｝的拉普拉斯變換。由式（2）可得

上式展開(kāi)得

［H（s）］即為系統(tǒng)的傳遞函數(shù)矩陣，描述了系統(tǒng)對(duì)輸入激勵(lì)在頻域中的傳遞特性。輸入振動(dòng)的各頻率成分通過(guò)該系統(tǒng)時(shí)，系統(tǒng)對(duì)輸入的一些頻率成分進(jìn)行響應(yīng)放大，對(duì)其他一些頻率成分響應(yīng)衰減，從而使系統(tǒng)響應(yīng)具有新的頻率分布，這種動(dòng)力特性由傳遞函數(shù)來(lái)定量表達(dá)［6］。

3　外附件模態(tài)分析及測(cè)試

通過(guò)試驗(yàn)排查，208 Hz共振帶由發(fā)電機(jī)和空壓機(jī)共振引起。為此在整機(jī)狀態(tài)下，對(duì)發(fā)電機(jī)和空壓機(jī)組件進(jìn)行了模態(tài)測(cè)試和模態(tài)仿真分析。

仿真分析在Hypermesh軟件中進(jìn)行了有限元網(wǎng)格劃分及裝配，單元類型采用C3D 10單元，各個(gè)零部件之間由Rbe 2單元、Beam單元和Tie單元進(jìn)行連接，模型如圖4（a）所示。模態(tài)試驗(yàn)中，將整機(jī)模型安放在車輛輪胎上，使整機(jī)保持“自由-自由”狀態(tài)，由力錘激勵(lì)，三向振動(dòng)傳感器進(jìn)行響應(yīng)采集，模型狀態(tài)如圖4（b）所示。

圖4　有限元、試驗(yàn)測(cè)試模型

表1列出了前4階模態(tài)頻率的測(cè)試結(jié)果和計(jì)算結(jié)果，各階模態(tài)頻率誤差都在5%以內(nèi)，由此也驗(yàn)證了仿真模型的準(zhǔn)確性。其中，發(fā)電機(jī)和空壓機(jī)組件1階模態(tài)頻率，試驗(yàn)和仿真結(jié)果分別為208 Hz和199 Hz，振型為沿X向（曲軸方向）擺動(dòng)，圖5給出了模態(tài)測(cè)試和仿真計(jì)算的第1階模態(tài)振型，為發(fā)電機(jī)和空壓機(jī)整體X方向擺動(dòng)。

表1　測(cè)試仿真模態(tài)結(jié)果對(duì)比

圖5　第1階模態(tài)陣型

4　傳遞函數(shù)計(jì)算及測(cè)試

四缸發(fā)動(dòng)機(jī)在運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)所承受的主要激勵(lì)為2階往復(fù)慣性力，并由曲軸主軸頸傳遞至缸體及其他與缸體連接的零部件上。為此考察了曲軸主軸承蓋至附件的傳遞函數(shù)，由于試驗(yàn)條件限制，根據(jù)傳遞函數(shù)互異性原理［7］，對(duì)激勵(lì)點(diǎn)和響應(yīng)點(diǎn)進(jìn)行了調(diào)換，如圖6所示，激勵(lì)點(diǎn)為空壓機(jī)遠(yuǎn)端X方向，響應(yīng)點(diǎn)為第三主軸承蓋Z方向。

圖6　測(cè)試激勵(lì)點(diǎn)和響應(yīng)點(diǎn)布置方式

仿真計(jì)算時(shí)，激勵(lì)點(diǎn)和響應(yīng)點(diǎn)的位置選擇與試驗(yàn)相同，得到空壓機(jī)后端到第三主軸承蓋在100 Hz～550 Hz范圍內(nèi)的傳遞函數(shù)。圖7列出了試驗(yàn)與仿真計(jì)算的傳遞函數(shù)對(duì)比結(jié)果，可以看出兩條傳遞函數(shù)曲線對(duì)應(yīng)較好。由于激勵(lì)點(diǎn)為空壓機(jī)X方向，第2階振型主要表現(xiàn)為發(fā)電機(jī)扭轉(zhuǎn)振型，所以從傳遞函數(shù)上看，試驗(yàn)和仿真計(jì)算的第2階峰值都很小。

圖7　試驗(yàn)仿真?zhèn)骱瘜?duì)比結(jié)果

根據(jù)仿真分析結(jié)果對(duì)空調(diào)壓縮機(jī)支架進(jìn)行改進(jìn)，具體更改歷史如圖8所示，將空壓機(jī)后端安裝座移動(dòng)到空壓機(jī)外側(cè)。并對(duì)更改后方案進(jìn)行模態(tài)分析，第1階模態(tài)頻率為256 Hz，提高了28.6%，振型與原方案相同，其他各階模態(tài)頻率無(wú)明顯變化，表2列出了具體的計(jì)算結(jié)果。

圖8　空壓機(jī)支架更改歷史

為了驗(yàn)證更改后方案的傳遞函數(shù)水平，對(duì)更改后方案進(jìn)行傳遞函數(shù)分析，圖9給出了空壓機(jī)支架優(yōu)化后試驗(yàn)與仿真計(jì)算的傳遞函數(shù)對(duì)比結(jié)果，由圖中可以看出，第1階模態(tài)在頻率提高的同時(shí)，幅值也有所降低。

表2　模態(tài)分析結(jié)果對(duì)比

圖9　支架優(yōu)化后試驗(yàn)仿真?zhèn)骱瘜?duì)比結(jié)果

更改后的樣件裝機(jī)后在整車上進(jìn)行了試驗(yàn)驗(yàn)證，駕駛員右耳噪聲在208 Hz處共振帶消失，且500 Hz范圍內(nèi)沒(méi)有明顯共振帶。如圖10所示，試驗(yàn)結(jié)果與仿真分析一致，驗(yàn)證了仿真分析的準(zhǔn)確性，同時(shí)表明了利用傳遞函數(shù)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)外附件振動(dòng)進(jìn)行預(yù)測(cè)的可行性。

圖10　試驗(yàn)驗(yàn)證結(jié)果

5　結(jié)語(yǔ)

（1）通過(guò)對(duì)整車試驗(yàn)及發(fā)動(dòng)機(jī)臺(tái)架試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行分析，確定208 Hz共振帶由發(fā)電機(jī)及空壓機(jī)組件1階共振引起。

（2）對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)總成進(jìn)行模態(tài)測(cè)試及仿真分析，確認(rèn)了仿真分析模型的準(zhǔn)確性。

（3）在不考慮激勵(lì)的情況下，對(duì)主軸承蓋到空壓機(jī)遠(yuǎn)端處的傳遞函數(shù)進(jìn)行了仿真分析，并可以與試驗(yàn)結(jié)果良好對(duì)應(yīng)。

（4）空壓機(jī)支架優(yōu)化后，運(yùn)用傳遞函數(shù)對(duì)發(fā)電機(jī)、空壓機(jī)振動(dòng)進(jìn)行了預(yù)測(cè)，仿真計(jì)算和整車測(cè)試結(jié)果一致。進(jìn)一步論證了此方法可用來(lái)進(jìn)行發(fā)動(dòng)機(jī)外附件振動(dòng)的預(yù)測(cè)。

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EngineAccessory Vibration Forecast Based on Transfer Function

LIUDan1，2，WANGHui1，2，SONG Zhao-zhe1，2，YANG Jing-ling1，2
（1.Technical Center，Great Wall Motor Company Limited，Baoding 071000，Hebei China；2.HebeiAutomobile Engineering Technology and Research Center，Baoding 071000，Hebei China）

The abnormal vibration and noise of a car is found to be caused by the first resonance of the alternator and air compressor.The finite element model of the system is established and its modals are simulated.Accuracy of the finite element model is verified by comparing the results of simulation with those of modal testing.Then，the results are used as the input for transfer function analysis.The modal damping is got by testing the transfer function from the third main bearing cap to the far end of the air compressor.With the same damping value，the transfer functions before and after the improvement of the air compressor bracket are mutually compared.The results show that the first order modal frequency increases and the amplitude decreases after the improvement.The vehicle with the improved bracket is tested.The results demonstrate that the response can be represented by the transfer function when the engine excitation keeps invariable.Thus，transfer function can be used to forecast the engine accessory vibration.

vibration and wave；vibration forecast；transfer function；accessory；modal testing

TB533+.2

ADOI編碼：10.3969/j.issn.1006-1335.2016.03.030

1006-1355（2016）03-0147-04

2015-12-11

劉丹（1987-），女，河北邢臺(tái)人，碩士，目前從事發(fā)動(dòng)機(jī)NVH工作。E-mail：ldandsxw@163.com