动力总成异常振动的固有特性识别研究

孟浩东，李舜酩，刘天军，陈勇将，廖连莹，孙建中

（1.常州工学院机械与车辆工程学院，江苏 常州 213002；2.南京航空航天大学能源与动力学院，江苏 南京 210016；3.常柴股份有限公司，江苏 常州 213002）

动力总成异常振动的固有特性识别研究

孟浩东1，3，李舜酩2，刘天军1，陈勇将1，廖连莹1，孙建中3

（1.常州工学院机械与车辆工程学院，江苏 常州 213002；2.南京航空航天大学能源与动力学院，江苏 南京 210016；3.常柴股份有限公司，江苏 常州 213002）

针对某SUV车柴油机动力总成在常用工作转速条件下产生异常振动的实际问题，给出改进脉冲激振法与有限元计算模态分析法相结合的方法进行不同条件下柴油机动力总成的固有特性识别研究。通过整车道路试验，发现柴油机工作转速的二阶激励激起动力总成系统共振，采用基于变时基技术的改进脉冲激振法进行整车和台架条件下动力总成的振动模态试验，结合有限元模型仿真计算，识别动力总成的固有频率和振型参数，发现飞轮壳结构是导致动力总成弯曲固有频率偏低引起系统共振的薄弱环节。根据识别结果，进行改进设计飞轮壳薄弱结构，提高动力总成系统的固有频率，消除异振。

柴油机；动力总成；异常振动；固有特性；变时基

0　引　言

柴油机动力总成是汽车动力的产生和输出装置，其振动特性直接影响整车的舒适性能［1］。动力总成结构复杂，它的振动包括低频范围的刚体振动［2］与高频范围内零部件的弹性振动［3］，当产生异常振动时会引起零部件的共振和疲劳破坏，严重影响汽车行使的安全性。因此有必要针对动力总成固有特性进行识别研究，获得其模态特性参数，指导动力总成结构动态特性改进设计与分析。

基于试验与仿真计算相结合的模态分析方法已成为识别发动机［4］及其动力总成［5］结构固有振动特性的重要方法。比如，张焕宇等［6］采用有限元计算模态法结合模态实验法分析了4缸发动机机体的模态参数，并在此基础上进一步进行了减振降噪研究；张志飞等［7］采用实验研究和理论计算相结合的方法，对摩托车车架挂发动机结构的动力学特性进行了研究；方源等［8］对电动车动力总成进行模态测试和仿真分析，获得了准确的模态参数，为后续的动力学研究提供了依据。

本文针对某SUV车柴油机动力总成在常用工作转速条件下产生异常振动的实际问题，在采用扫频试验法确定动力总成系统结构共振基础上，给出改进脉冲激振法与有限元计算模态分析法相结合的方法识别柴油机动力总成的固有特性。

1　基于提高激励力脉冲信号测量准确度的改进脉冲激振法

脉冲激振法是一种简便、快速、经济的宽频带激振试验方法，在模态试验中使用广泛［9］。在脉冲激振测量中由于激励力脉冲非常短暂，所以必须考虑到激励力的采样准确度，在对其进行离散化数字采样时，如果采样频率设置不合理［10］，根本无法准确描述脉冲激励力离散信号，造成测量的频率响应函数质量较差，严重影响试验模态的准确度，导致不能准确识别特征结构的固有特性参数。采用不同采样时间间隔Δt对激励力脉冲信号造成的误差如表1所示，表中激励力脉冲信号宽度用T0表示，激励力峰值用A表示。

表1　不同采样时间间隔造成的激励力信号误差

为保证激励力脉冲信号采样后仍能保持工程准确度，同时满足采样定理避免产生频率混叠现象，采样频率fs的选取应满足以下2个条件：

式中fmax为最高分析频率。

因此，为提高激励力脉冲信号测量准确度，获得较准确的频率响应函数，采用变时基采样分析技术［11］进行脉冲激振模态试验，其基本原理是：1）提高采样频率保证激励力脉冲信号有足够的采样点数，同时又削弱混叠的影响。2）增加FFT分析长度保证获得足够的振动响应信号长度，使采样点数提高的同时又不会降低频率分辨率。3）截取0～fmax频率区间内的频响函数进行模态参数识别。针对柴油机动力总成，结构固有频率具有低频特性，弹性模态频率相对较低，激励力锤采用尼龙头即可，相对应的激励力脉冲宽度为0.93ms，采样频率需大于4301Hz。假设fmax=500Hz，传统的方法取采样频率fs=1280Hz，对应的采样时间间隔Δt=0.781 25 ms，如果采样时间t=1.6 s时，则进行快速傅里叶变换的数据长度N=2048，获得的频率分辨率Δf=0.625Hz；采用提高激励力脉冲准确度的4倍变时基方法取fs=5120Hz，对应的采样时间间隔Δt=0.195 31 ms，采集相同的时间1.6 s，那么进行快速傅里叶变换的数据长度N=8192，而最终获得的谱线频率分辨率相同，具体如图1所示。

从图中进一步分析可知，与传统方法相比，采用4倍变时基技术在取得相同频率分辨率结果的同时提高了激励力脉冲信号的测量准确度。

综上所述，采用变时基技术，在提高采样频率的同时，避免了对激励力信号和响应信号进行滤波处理，减少了混叠带来的激励力与响应信号的频率响应函数误差，提高了脉冲激振法试验模态分析精度。本文采用4倍变时基的改进脉冲激振法进行柴油机动力总成的模态试验，由于动力总成固有频率不会太高，所以取fs=5 120 Hz，N=8 192，平均次数为4，测量得到的结构频响函数和相干函数如图2所示。

结合图1以及表1分析可知，采用4倍变时基技术造成的激励力脉冲信号误差计算结果为1.3%左右，相比误差27%，激励力脉冲信号准确度提高了近26%，同时在分析的频率范围内激励力谱能量更集中，因此激励力脉冲信号描述更准确，激励力信号与结构振动响应信号在共振模态附件相干系数接近1，提高了系统测试的准确度。

2　柴油机动力总成的固有特性识别研究

2.1整车条件下动力总成道路试验分析

某SUV车匹配直列4缸4冲程增压中冷柴油机，在其常用转速2600～3200r/min时，柴油机动力总成操纵手柄出现异常振动，基于内燃机动力学［12］理论分析可知，4缸柴油机动力总成激振源主要是2阶不平衡往复惯性力，因此在常用转速范围内对应的动力总成激振力频率区间为87～107Hz。为了找到引起操纵手柄异常振动的原因，采用扫频试验法进行3档整车道路加速工况试验，主要监测操纵手柄振动测点垂直方向的加速度时频域变化信息，试验结果如图3所示。

图1　变时基采集技术对激励力脉冲信号的描述

图2　动力总成基于变时基试验模态信号采集和分析

图3　操纵手柄振动时频图

从图中分析可知，SUV车在5.6 s加速过程中，柴油机转速1200～3300r/min，操纵手柄上端垂直方向振动加速度幅值从1s开始急剧增大，最大幅值达到5 g左右，在这一加速过程中操纵手柄振动剧烈使人根本无法忍受，振动能量集中的主要频率区间为85～110 Hz，而其对应2倍的谐次频率区间170～220 Hz的振动能量则相对比较分散，说明在振动能量集中的主要频率区间存在明显的共振现象，这是由柴油机的二阶激励落入动力总成的某阶固有频率造成的。

2.2整车条件下动力总成试验模态分析

该车动力总成采用三点式橡胶悬置系统，通过3个悬置弹性支撑在车架上，其中在柴油机左、右两侧呈V型布置两个前悬置点，在变速器后端布置1个后悬置点。在整车实际工作安装条件下，采用单点激励多点响应的改进脉冲激振法对动力总成做了局部模态试验，得到其结构系统典型的频响函数，利用单自由度、多项式法进行模态参数识别，获得整车条件下动力总成的试验模态参数，结果如图4所示。

图4　整车条件下动力总成试验模态参数

从图中分析可知，在整车条件下，动力总成存在固有频率20Hz以下的整体刚性模态以及以固有频率102Hz为中心的一阶弯曲弹性模态，其中一阶弹性模态的阻尼比为4.93%，由于其较宽的半功率带频率区间85～110Hz覆盖了柴油机常用转速对应的激振力频率区间，因此导致柴油机动力总成异常振动的主要原因是其一阶弯曲固有频率区间与激振力频率区间相重合引起了系统共振。

2.3台架条件下动力总成试验模态分析

采用改进的脉冲激振法对台架条件下的动力总成进行模态试验。根据动力总成实际的结构特点，构建了具有88个特征测点的假设模型进行传递函数分析，模态试验的结果如图5所示。

图5　台架条件下动力总成试验模态参数

从图中可以看出，柴油机动力总成存在固有频率为119.05 Hz以及阻尼比为3.928%的一阶模态，其中模态振型以弯曲为主，说明台架条件下与整车条件下动力总成的模态试验结果相吻合，而造成台架条件下动力总成一阶模态固有频率偏高的原因主要受装配、边界条件等因素影响。

根据动力总成的一阶模态振型进一步分析可知，柴油机动力总成中后部的动扰度大于其前端部位，尤其是飞轮壳下部横向的相对位移变形要远大于上部，由于受实际安装空间限制，把中空薄壁件-飞轮壳下部设计成具有阶梯结构的悬空面极大地削弱了动力总成的抗弯刚度，导致飞轮壳与柴油机联接处出现拐点，造成了动力总成中后部的振型放大。

2.4动力总成的计算模态分析

根据柴油机动力总成试验模态分析结果，建立与实际相符的动力总成动力学仿真计算模型，其中飞轮壳、离合器壳与橡胶悬置采用精确实体模型，而与之连接的变速器总成则采用简化的质量点单元。采用SOLID95单元对动力总成各零件进行网格划分，获得的动力总成有限元模型如图6所示。

图6　动力总成有限元网格模型

从图中分析可知，采用全约束方式处理飞轮壳与柴油机机体结合面、橡胶悬置与车架固定结合面；采用共面的方式连接飞轮壳与离合器壳，同时其组件与橡胶悬置分别与变速器质心点单元刚性连接。

采用分块兰索斯法对整车条件下的动力总成模型进行约束模态计算，获得动力总成的前三阶约束模态频率，分别为85.97，103.03，314.73 Hz，其中第一阶模态振型如图7所示。

从求解结果分析可知，动力总成的前两阶固有频率与系统共振频率区间相吻合，其振型以弯曲振动为主；动力总成的第三阶固有频率高于柴油机工作转速2600～3200r/min对应的二阶激励频率，其振型以橡胶悬置的局部振动为主。进一步分析动力总成弯曲主振型可知，柴油机和飞轮壳联结处抗弯刚度差，在其发生弯曲振动时，飞轮壳横向的相对位移变形量要远大于上部，说明仿真计算结果与试验结果相吻合，中空薄壁件-飞轮壳是导致动力总成弯曲固有频率偏低引起系统共振的薄弱环节。

3　柴油机动力总成的改进分析与验证

根据模态分析结果，要消除在柴油机2 600～3200r/min转速区间的异常振动，必须提高动力总成的抗弯刚度，改进设计飞轮壳结构。分别采用加宽飞轮壳内壁加强筋、布置竖向加强筋［13］以及增加飞轮壳悬空面上的竖向斜坡筋［14］一系列措施来提高飞轮壳结构的弯曲刚度，飞轮壳改进前后结构如图8所示。

图7　动力总成弯曲模态主振型

图8　改进前后的飞轮壳结构

采用分块兰索斯法对改进后的动力总成模型进行约束模态计算，结果如表2所示。从表中分析可知，对飞轮壳薄弱结构进行加强筋改进设计后，动力总成的第一阶与第二阶固有频率分别提高了30Hz、21Hz左右，避开了柴油机常用转速对应的激振力频率区间，而且其主振型相对位移变形量也显著减小。

表2　动力总成结构改进前后的模态频率

采用改进的脉冲激振法对整车定置状态条件下改进后的动力总成模型进行传递函数分析，结果如图9所示。可以看出，整车条件下，改进后的动力总成一阶固有频率提高到125Hz，相比改进前提高了23Hz。综上所述，虽然动力总成的第一阶固有频率变化仿真结果与试验结果相比存在一定的误差，但两者的变化趋势一致，结果都表明动力总成的第一阶固有频率有了明显提高，避开了激励频率区间。

图9　改进后动力总成的频响函数

最后采用扫频试验法对改进后的动力总成进行3档整车道路加速工况试验，操纵手柄振动测点垂直方向测试结果如图10所示。

图10　动力总成改进后操纵手柄振动时频图

从图中分析可知，通过改进飞轮壳结构后，提高了动力总成的弯曲固有频率，避开了柴油机工作转速2600～3200r/min对应的二阶激振力频率区间，从根本上消除了操纵手柄的异常振动，其加速度幅值明显降低至2.5g左右。

4　结束语

1）采用变时基分析技术提高了激励力脉冲信号测量准确度，获得了较准确的频率响应函数，改进了动力总成试验模态分析准确度。

2）动力总成一阶弯曲固有频率偏低，落入了柴油机常用工作转速对应的二阶激振力频率区间，导致了动力总成系统共振。

3）飞轮壳结构是导致动力总成弯曲固有频率偏低引起系统共振的薄弱环节，通过对飞轮壳薄弱结构进行加强筋改进设计提高了动力总成的抗弯刚度，避开系统共振频率区间，可消除异振。

4）结合改进脉冲激振法与有限元计算模态分析法可有效识别动力总成异常振动的固有特性，能准确定位异振的具体部位，指导飞轮壳薄弱环节的改进设计。

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（编辑：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

江苏省高校自然科学研究面上项目（15KJB580001，13KJD460002）；常州工学院校级科研基金（YN1405）

孟浩东（1979-），男，江苏无锡市人，讲师，博士后，研究方向为车辆NVH测试与控制。