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1、动力总成异常振动的固有特性识别研究 信息，试验结果如图3所示。 从图中分析可知，SUV车在5.6 s加速过程中，柴油机转速1 2003 300 r/min，操纵手柄上端垂直方向振动加速度幅值从1 s起先急剧增大，最大幅值达到5 g左右，在这一加速过程中操纵手柄振动猛烈使人根本无法忍受，振动能量集中的主要频率区间为85110 Hz，而其对应2倍的谐次频率区间173220 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 该车动力总成采纳三点式橡胶悬置系统，通过3个悬置
2、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，采纳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。 从图中分析可知，在整车条件下，动力总成存在固有频率20 Hz以下的整体刚性模态以及以固有频率102 Hz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85110 Hz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样振动的主要
3、缘由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 采纳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。依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。 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缘由主要受装配、边界条件等因素影响。 依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
4、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减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 依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纳精的确体模型，而与之连接的变速器总成则采纳简化的质量点单元。采纳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。 从图中分析可知，采纳全约束方式处理飞轮壳与柴油机机体结合面、橡
5、胶悬置与车架固定结合面；采纳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。 采纳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85.101，103.03，314.73 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2 6003 200 r/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
6、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 依据模态分析结果，要消退在柴油机2 6003 200 r/min转速区间的异样振动，必需提高动力总成的抗弯刚度，改进设计飞轮壳结构。分别采纳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。 采纳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
7、总成的第一阶与其次阶固有频率分别提高了30 Hz、21 Hz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。 采纳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125 Hz，相比改进前提高了23 Hz。综上所述，虽然动力总成的第一阶固有频率改变仿真结果与试验结果相比存在肯定的误差，但两者的改变趋势一样，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。 最终采纳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
8、向测试结果如图10所示。 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2 6003 200 r/min对应的二阶激振力频率区间，从根本上消退了操纵手柄的异样振动，其加速度幅值明显降低至2.5 g左右。 4 结束语 1）采纳变时基分析技术提高了激励力脉冲信号测量精确度，获得了较精确的频率响应函数，改进了动力总成试验模态分析精确度。 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
9、力总成的抗弯刚度，避开系统共振频率区间，可消退异振。 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样振动的固有特性，能精确定位异振的详细部位，指导飞轮壳薄弱环节的改进设计。 参考文献 1 李未，李庆华. 动力总成振动对车内噪声的传递路径影响J. 智能系统学报，2022，7：183-188. 2 PALIWAL G， SUKUMAR N， GUPTA U， et al. Design optimization of powertrain mounts for vibration isolation on heavy commercial vehicle six cylinde
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