基于传递函数的发动机附件振动预测

刘　丹，王　辉，宋兆哲，杨景玲

基于传递函数的发动机附件振动预测

刘丹1，2，王辉1，2，宋兆哲1，2，杨景玲1，2

（1.长城汽车股份有限公司 技术中心，河北 保定 071000；2.河北省汽车工程技术研究中心，河北 保定 071000）

阐述整车异常振动噪声的排查过程，确定问题为发电机和空调压缩机组件1阶共振。通过模态试验和有限元分析结果对比，保证仿真模型准确性，为下一步传递函数分析提供输入。通过测试第三主轴承盖到空压机远端处传递函数，得到结构阻尼信息。采用相同阻尼值，对空调压缩机支架更改前后传递函数进行对比，改进后第1阶模态共振频率提高，同时幅值也有降低。对改进后样件进行整车试验，结果表明，在默认激励保持不变基础上，可通过传递函数来间接反应最终响应结果，从而验证可以利用传递函数对发动机外附件振动进行预测。

振动与波；振动预测；传递函数；外附件；模态试验

随着汽车行业的不断发展及人民生活水平的逐步提高，人们对汽车的追求不再仅仅局限于油耗及排放上，关注点已逐渐转移到舒适性及振动噪声水平上，一辆具有良好NVH性能的车辆，可以在激烈的市场竞争中取得更好成绩。振动噪声水平是衡量汽车性能重要方面，也是消费者在挑选和乘坐汽车时的首要感受［1］。良好的安全性、舒适性和噪声品质已经成为现代汽车一个重要标志。因此，降低汽车的振动和噪声水平，提高车辆的乘坐舒适性，对于提高车辆的综合性能指标具有重要意义。

发动机作为整车动力源，同时也是一个主要激励源和噪声源，其振动传递路径由动力总成经悬置系统传递至车身，从而引起车身的振动并通过其辐射到车厢内，引起空腔内部的空气共振产生噪声，进而影响汽车的耐久性和舒适性［2-3］。

某车辆在定置加速试验中，座椅导轨处振动及驾驶员右耳噪声都存在208 Hz共振带如图1所示，严重影响驾驶舒适性及声品质。

1　问题排查

通过整车试验和台架试验排查，最后确定了异响的产生原因为发电机和空调压缩机组件1阶共振，如图2所示，图3给出了附件振动的传递路径。经确认，在发电机和空压机振动频谱上，其中157 Hz为皮带和发电机OAD皮带轮的耦合结果，没有引起车身异常振动及噪声辐射。

图1　异常振动噪声频谱

图2　发电机、空压机振动频谱

图3　附件振动传递路径

由于任何结构振动都是结构对施于它的激振力的响应，激振点受力振动，振动传至结构表面引起结构表面振动，并导致噪声辐射［4］。发动机激励基本保持一致，因此可以通过传递函数优劣，间接地预测最终的振动响应。本文通过计算和测试原方案主轴承盖到空压机最远端处的传递函数，对仿真模型的传递函数进行校正，并运用传递函数对更改后方案振动进行预测。

2　传递函数原理

传递函数反映了系统对不同输入信号的传递能力，是描述动态系统特性的一种非参数估计模型。对任何线性系统来说，都可以应用传递函数在频域中直接分析系统的稳定性，对系统进行综合设计和校正［5］。传递函数是描述系统动态特性的一种数学表达式，只取决于系统的结构和参数，一般为复变量的有理分式函数，其分子和分母多项式的系数均为实数，都是由系统的物理参数决定的。

初始条件为零的多自由度结构系统的运动微分方程可以表达为

对式（1）两边同时进行拉普拉斯变换得到在频域中的表达式

式中X（s）和｛F（s）｝分别为｛｝x和｛f（t）｝的拉普拉斯变换。由式（2）可得

上式展开得

［H（s）］即为系统的传递函数矩阵，描述了系统对输入激励在频域中的传递特性。输入振动的各频率成分通过该系统时，系统对输入的一些频率成分进行响应放大，对其他一些频率成分响应衰减，从而使系统响应具有新的频率分布，这种动力特性由传递函数来定量表达［6］。

3　外附件模态分析及测试

通过试验排查，208 Hz共振带由发电机和空压机共振引起。为此在整机状态下，对发电机和空压机组件进行了模态测试和模态仿真分析。

仿真分析在Hypermesh软件中进行了有限元网格划分及装配，单元类型采用C3D 10单元，各个零部件之间由Rbe 2单元、Beam单元和Tie单元进行连接，模型如图4（a）所示。模态试验中，将整机模型安放在车辆轮胎上，使整机保持“自由-自由”状态，由力锤激励，三向振动传感器进行响应采集，模型状态如图4（b）所示。

图4　有限元、试验测试模型

表1列出了前4阶模态频率的测试结果和计算结果，各阶模态频率误差都在5%以内，由此也验证了仿真模型的准确性。其中，发电机和空压机组件1阶模态频率，试验和仿真结果分别为208 Hz和199 Hz，振型为沿X向（曲轴方向）摆动，图5给出了模态测试和仿真计算的第1阶模态振型，为发电机和空压机整体X方向摆动。

表1　测试仿真模态结果对比

图5　第1阶模态阵型

4　传递函数计算及测试

四缸发动机在运转时所承受的主要激励为2阶往复惯性力，并由曲轴主轴颈传递至缸体及其他与缸体连接的零部件上。为此考察了曲轴主轴承盖至附件的传递函数，由于试验条件限制，根据传递函数互异性原理［7］，对激励点和响应点进行了调换，如图6所示，激励点为空压机远端X方向，响应点为第三主轴承盖Z方向。

图6　测试激励点和响应点布置方式

仿真计算时，激励点和响应点的位置选择与试验相同，得到空压机后端到第三主轴承盖在100 Hz～550 Hz范围内的传递函数。图7列出了试验与仿真计算的传递函数对比结果，可以看出两条传递函数曲线对应较好。由于激励点为空压机X方向，第2阶振型主要表现为发电机扭转振型，所以从传递函数上看，试验和仿真计算的第2阶峰值都很小。

图7　试验仿真传函对比结果

根据仿真分析结果对空调压缩机支架进行改进，具体更改历史如图8所示，将空压机后端安装座移动到空压机外侧。并对更改后方案进行模态分析，第1阶模态频率为256 Hz，提高了28.6%，振型与原方案相同，其他各阶模态频率无明显变化，表2列出了具体的计算结果。

图8　空压机支架更改历史

为了验证更改后方案的传递函数水平，对更改后方案进行传递函数分析，图9给出了空压机支架优化后试验与仿真计算的传递函数对比结果，由图中可以看出，第1阶模态在频率提高的同时，幅值也有所降低。

表2　模态分析结果对比

图9　支架优化后试验仿真传函对比结果

更改后的样件装机后在整车上进行了试验验证，驾驶员右耳噪声在208 Hz处共振带消失，且500 Hz范围内没有明显共振带。如图10所示，试验结果与仿真分析一致，验证了仿真分析的准确性，同时表明了利用传递函数对发动机外附件振动进行预测的可行性。

图10　试验验证结果

5　结语

（1）通过对整车试验及发动机台架试验数据进行分析，确定208 Hz共振带由发电机及空压机组件1阶共振引起。

（2）对发动机总成进行模态测试及仿真分析，确认了仿真分析模型的准确性。

（3）在不考虑激励的情况下，对主轴承盖到空压机远端处的传递函数进行了仿真分析，并可以与试验结果良好对应。

（4）空压机支架优化后，运用传递函数对发电机、空压机振动进行了预测，仿真计算和整车测试结果一致。进一步论证了此方法可用来进行发动机外附件振动的预测。

［1］尹可，宋向荣.客车异常振动噪声的分析和控制［J］.噪声与振动控制，2011，31（4）：102-105.

［2］邓晓龙，张宗杰，胡昆鹏.内燃机油底壳模态分析及噪声预测［J］.噪声与振动控制，2003，23（2）：29-31.

［3］卿辉斌.发动机悬置参数优化［D］.重庆：重庆大学，2008，11.

［4］钱人一.汽车发动机噪声控制［M］.上海：同济大学出版社，2008.

［5］段虎明，秦树人，李宁.频率响应函数估计方法综述［J］.振动与冲击，2008，27（5）：48-52.

［6］王济，胡晓.MATLAB在振动信号处理中的应用［M］.北京：中国水利水电出版社，知识产权出版社，2006.

［7］庞剑，谌刚，何华.汽车噪声与振动-理论与应用［M］.北京：北京理工大学出版社，2006.

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编码：10.3969/j.issn.1006-1335.2016.03.030

1006-1355（2016）03-0147-04

2015-12-11

刘丹（1987-），女，河北邢台人，硕士，目前从事发动机NVH工作。E-mail：ldandsxw@163.com