（车辆工程专业论文）iveco越野汽车动力传动系统动态特性的试验研究.pdf

里主丝苎 ! 塑q 堑墅堕王垫查垡垫墨笙麴查壁壁塑丛墅堑窒 摘要 本文对i v e c o 越野汽车动力传动系统进行了振动测试和频率分析，确定了动力 传动总成振动的主要摄源；通过动力传动总成刚体振动模态测试及车辆悬置力学计 算分析，发现该刚体系统两端的固有振动频率相差较大，造成实际工作时两端振动 不和谐；本文还通过试验模态建模分析，获得r 动力传动总成的动态特性参数，并 对其进行受迫响应分析。研究表明，系统的一阶固有频率正好与车速八- 卜公里左右 时发动机的二阶主频率相吻合，而此时分动箱壳体结合面一k 振幅较大，容易损伤， 造成漏油。本文提出了控制传动轴动平衡、提高分动器壳体刚度、调整动力传动总 成支撑刚度等改进措施。改进后，经过振动测试和道路试验，表明i v e c o 越野汽车 动力传动系统振动状况得到改善，并有效解决了分动器漏油问题。 关键词：越野车传动系模态分析试验分析分动器 堕主丝苎! ! 曼q 垫墅壅主塾查垡塾丕笙麴查蹩4 堕盟这墅婴窒 a b s t r a c t f i r s t l y ，b yu s i n gv i b r a t i o nt e s ta n df r e q u e n c ya n a l y s i st e c h n i q u et o o f f - r o a dv e h i c l e d r i v e l i n e ，e n g i n ei sd e f i n e da st h em a i n c a u s ef o rp o w e r - t r a i nv i b r a t i o na n dp r o p e ls h a f ti s a n o t h e rc a u s ew h e nt h ev e l o c i t yi sh i g h s e c o n d l y ，b yt e s t i n gt r a n s m i s s i o nr i g i dv i b r a t i o n m o d e lv e c t o ra n d c a l c u l a t i n g t h ef o r c eo nt h ee n g i n es u s p e n s i o n , i ti sf o u n dt h a tt h ei n h e r i t v i b r a t i o nf r e q u e n c yo ne a c hs i d eo ft h er i g i db o d yi sq u i t ed i f f e r e n t ，a n di np r a c t i c a lw o r k ， t h ei n c o h e r e n tv i b r a t i o no ft w os i d e sc a nc a u s et h ei n c r e a s eo fb e n ds t r e s so ns o m e p a r t s i na d d i t i o n ，m o d e li sb u i l ta n dt r a n s m i s s i o nd y n a m i cc h a r a c t e r i s t i cp a r a m e t e r sa r e a c q u i r e db ye x p e r i m e n t a lm o d e la n a l y s i s ，a n dw i t ht h em o d e l ，t h ef o r c e dv i b r a t i o ni s a n a l y z e d a n dac o n c l u s i o ni sd r e wa sf o l l o w e d ：f i r s t p h a s e i n h e r i t f r e q u e n c y o f t r a n s m i s s i o ni sc o i n c i d e dw i t hs e c o n dp h a s ei n e r t i a lf o r c eo fe n g i n ew h i c hi so nt h e v e l o c i t yo f8 0k i l o m e t e rp e rh o u r ，a n dt h ev i b r a t i o no nt h ej o i n tp l a c eo ff r o n ta n dr e a r s h e l lo ft r a n s f e rc a s ei sl a r g ea n dt h e j o i n tp l a c ei se a s yt ob ei n j u r e d t h r o u g ht h ea b o v e m e n t i o n e dr e s e a r c ho nd y n a m i cc h a r a c t e r i s t i c s ，s o m em e a s u r e sa r ep r o p o s e dt oc o n t r o lt h e d y n a m i cb a l a n c eo fp r o p e ls h a f t ，i n c r e a s et h et r a n s f e rc a s es h e l lr i g i d i t ya n da d j u s tm o t o r p o w e r t r a i ns u s p e n s i o nr i g i d i t y a f t e rt a k i n gs o m eo fa b o v em e a s u r e s ，v i b r a t i o nc o n d i t i o n o fp o w e r - t r a i ni s i m p r o v e da n dt h ep r o b l e mo f t r a n s f e rc a s eo i l l e a ki ss o l v e d ，w h i c hi s c o n f i r m e d b yv i b r a t i o nt e s ta n dr o a d t e s t k e y w o r d s ：o f f - r o a dv e h i c l e ，d r i v e l i n e ，m o d e l a n a l y s i s ， e x p e r i m e n t a la n a l y s i s ，t r a n s f e rc a s e 2 堕主丝苎! 里q 墼墅堕主麴塑焦垫丕笪麴查壁哇盟遮墅婴窒 一 第l 章引言 i 1 课题研究的背景 i v e c o 越野汽车( 见图1 1 ) 是由南京依维柯汽车有限公司引进意大利i v e c o 技术 开发的新一代越野汽车，1 9 9 9 年在国内投产，装备人民解放军。随着t v e c o 越野汽 车的部件国产化比例逐步增大，该车动力传动系统的振动问题越来越显现出来，进 口的分动箱( 见图1 2 ) 也出现了漏油问题。漏油部位几乎相同，即在分动箱前、后壳 体的结合面上，从后往前看处于主轴中心类似时针4 点至6 点的位置，严重时此处 壳体的局部会断裂脱落。曾经出现过一台试验车连续换了五台分动器仍不能解决漏 油问题。 图1 1i v e c o 越野车 虽然采取多种方法试图解决这一问题，如在分动箱前、后壳体的结合面上加紧 固胶，复紧拧紧力矩，分动器壳体联结方式由盲孔沉头螺钉式改为通孔螺栓螺母式 等，虽然情况有所好转，但这种头疼医头的做法并未真正找到分动箱漏油的根本原 因，实际问题并没有得到根本解决。眼看i v e c o 越野汽车交付的时间越来越近，解 决漏油问题几乎成了个政治问题。 在有关院校和老师的指导和帮助下，从分析1 v e c o 越野汽车动力传动系统动态 堡圭笙茎 ! ! 至鱼蕉墅丛生垫垄堡塑丕董垫查堑壁盟遮墼塑童一 特性的角度进行研究。根据动态特性理论可以初步确定分动箱漏油问题是由振动所 造成。当越野汽车的时速达到9 0 k m h 时，分动箱受到外来激励产生局部共振，经过 较长时间的剧烈振动就会使得分动箱上应力集中部位的材料疲劳损坏，从而产生漏 油现象。严重时还会造成局部断裂。这种振动过程也会形成传动系齿轮问啮合不正 图1 2i v e c o 变速器带分动器总成 常，造成车辆行驶时在相关部位产生不规律异常响声。为解决这一问题，可采取振 动测试和频率分析技术结合试验模态分析和受迫响应分析方法对车辆相关部位进行 测试，以确定导致1 v e c o 越野汽车分动箱漏油问题的主导振源以及它们的频率和能 级，然后根据分析结果提出采取具体解决办法，来消除i v e c o 越野汽车分动箱漏油 现象。 1 2 模态分析理论在工程中的应用 汽车的行驶工况较复杂，整车不只是强度和刚度的不足面产生破坏，而更多的 却是疲劳破坏，汽车各个部件的固有频率和振型是其产生破坏的根本原因。对于结 构和载荷复杂的汽车，难以采用经典方法，只能寻求问题的近似解或采取其它迂回 的办法。其中有限元法是将结构的物理模型抽象为有限元计算的数学模型，通过 计算机和相应的分析软件，求得问题的近似解。但是，有限元法不能进行精确的动 态分析，而且在动态特性分析中，机械的阻尼特性是很重要的，其难以从图形上求 翌主堡奎 ! 里q 垫墅壅至塾查堡塾墨笙塾查堑丝丛垡堕丛窒 得。相比之下，模态分析是最有效的方法| ij 。 模态分析是本课题所采用的主要研究手段，它的经典定义是：将线性定常系统 振动微分方程组中的物理坐标变换为模态坐标，使方程组解耦，成为一组以模态坐 标及模态参数描述的独立方程，以便求出系统的模态参数【2 l 。模态分析包括对结构动 态特性的解析分析和试验分析，在数学上，模态参数是力学系统运动微分方程的特 征值和特征向量：而在试验方面则是试验测得的系统之极点( 固有频率和阻尼) 和 振型( 模态向量) f 3 】。 模态分析的最终目标是识别出系统的模态参数，为结构系统的振动特性分析， 振动故障诊断及预报以及结构动力特性的优化设计提供依据。 模态分析技术是随着快速傅立叶变换( f f t ) 算法和基于f f t 的动态测试分析 仪的出现而诞生的，并逐渐成为机械与结构振动分析和动态设计的重要手段，在机 械、航空、航天、汽车、动力、土木等工程领域获得广泛应用。模态分析技术的发 展大致可分成三个阶段n 初期阶段( 2 0 世纪6 0 年代中期到7 0 年代中期) 有两项 引人注目的“发明创造”：一是振型动画显示，使抽象的结构动力学特性易于为工 程人员所理解；二是带力传感器的激振力锤，使模态试验简单易行，并从实验室走 向现场。第二阶段( 2 0 世纪7 0 年代中期到8 0 年代中期) ，模态分析有了长足的进步， 提出了各种行之有效的频率响应函数( f r f ) 测量与估计以及模态参数识别方法，由 单输入单输出( s i s o ) 技术发展到单输, x 多输出( s 1 m o ) 技术以及多输a 多输出 ( m i m o ) 技术。第三阶段( 近十多年来) ，模态分析又取得了一系列新进展。表现 在： ( 1 ) 三大模态试验技术。第一是多点随机技术，它利用宽带随机信号对结构 激励，不仅可以经f f t 快速测量f r f ，而且随机激励还具有对弱非线性环节线性化 的独特优点，因而很适宜于结构振动特性试验。同时多点激励使输入能量均匀，数 据一致性好，并有分离密集模态的能力，这点在大型复杂结构模态试验中尤为重 要。第二是步进正弦技术，经典的多点正弦技术基于相位共振原理，调力分离模态， 而新的步进正弦技术则采用不相干正弦激振原理和空间域模态识别来实现相位分 离。第三是多参考点锤击技术，锤击法模态试验技术具有设备简单、方便易行、适 于现场测试等优点，而多参考点锤击技术不仅具有上述锤击法的优点，还和m i m o 技术一样，能够区分密集和重频模态。 ( 2 ) 模态分析与试验的新理论。模态分析的基本理论是线性系统分析，适用 堡圭堕_ 义型曼曼q 垫墅盏至垫查垡塾圣箜堑查壁壁笪这坠型窒 于结构或粘性阻尼。近十年的这方面进展一是体现在对所谓亏损系统的研究和讨论， 二是集中在对阻尼的描述和建模，此外非线性模态分析仍是正在进行探讨的热门课 题。与模态分析理论相比，在模态试验理论方面取得更多的进展。一是传感器与激 振器的优化配置，在传统振动试验中，不论传感器和激振器，都是凭经验配置，近 来又提出了各种自动优化配置方法，取得了良好的效果，使模态试验又有新的实质 性进展。二是虚拟试验技术，为了增加试验数据，扩大试验结果信息量，提出了一 种新颖的边界条件摄动( p b c ) 试验方法，即在不同边界条件状态下进行多次模态 试验。在这一新思想的启发下，发展了所谓的虚拟试验理论，即由虚拟的结构修改 ( 包括虚拟附加质量、虚拟接地、虚拟边界条件等) ，得到更多的观测结果，用于识 别结构参数或输入载荷；或者控制结构输入，使结构响应对某些特定的参数更为敏 感。 ( 3 ) 模态分析与试验技术的拓展。模态分析与试验在机械、汽车、飞机、卫 星、桥梁、建筑等各种结构中获得成功应用，不仅在振动排故、动态设计中大显身 手，而且在基于振动的机械、结构状态检测与破损诊断中前景看好。但是经典的模 态分析与试验主要针对静止结构，而且大多在实验室状态下进行，近十年来，模态 分析与试验技术被拓展到处于现场运行状态的机械结构、旋转机械以及声学领域， 并取得实质性进展。 在西方发达的国家，试验模态分析技术早已进入工厂化应用阶段，如在美国一 些大的汽车公司试验中心已设有车间，专门对汽车零部件进行模态分析试验，为产 品结构设计与研究提供动特性数据。2 0 世纪6 0 年代初，模态分析技术也开始在我国 航空、航天领域得到应用，应该说我国第一颗人造卫星的发射也曾得益于这一技术 的应用。然而，我国其它领域对模态分析技术的接触要算是7 0 年代后期的事了。虽 然科技界对这一技术的掌握及发展速度不算慢，但在工程技术上的普遍应用和推广 还有待于各方面条件的成熟，如产品技术发展竞争的需要及模态分析技术手段的进 一步廉价化。 1 3 本课题研究的主要内容和方法 本课题将通过理论分析和试验研究，对i v e c o 越野汽车动力传动系统的动态特 性进行研究，以解决i v e c o 越野汽车分动器漏油问题。本文的主要工作有： 4 望! ：堡苎! 至q 墼墅丛主丛查焦垫丕堑塾查壁丝笪遮堕堑窒 1 通过振动测试和频率分析技术确定 v e c o 越野汽车动力传动总成振动的主 要振源。 2 通过动力传动总成刚体振动模态测试，并经过车辆悬置力学计算分析，发现 该刚体系统两端的固有振动频率相差较大，造成实际工作时两端振动不和谐，容易 产生局部弯扭应力过大。 3 通过试验模态建模分析。获得了动力传动总成的动态特性参数，并对其进行 受迫响应分析。 4 ，为分析车身振动对动力传动系统的影响程度，还进行了车身的模态分析。 5 提出 v e c o 军用越野汽车动力传动系统改进措施，并进行振动测试和道路 试验研究，以消除i v e c o 越野汽车分动器漏油问题。 堡主堕苎! 要鱼蹩堑塑主垫查堡塾丕笙塾查壁丝鲢这墼丛窒 第2 章i v e c o 越野汽车动力传动系的振动分析 2 1 i v e c o 越野汽车动力传动系的结构特点 i v e c o 越野汽车的满载总质量为4 3 5 吨，轴距2 8 米，最高车速不低于9 5 公里， 最大爬坡度大于6 0 。配有索菲姆2 5 升直喷增压或2 8 升增压中冷四缸四冲程链 传动柴油发动机、v a l e o1 0 5 ”拉式膜片弹簧离合器、i v e c 。2 8 2 6 五档全同步变速 器、美国b o r g w a r n e r 链传动联体式分动箱、前后驱动各一节盖板式带伸缩花键传 动轴、球笼式等速万向节及断开式桥壳的前桥、整体铸造插管式桥壳及全浮式半轴 的后桥“1 。 v e c o 越野汽车传动系见图2 1 所示。 图2 1i v e c o 越野车传动系示意图 变速器和分动器的壳体均为压铸铝、前后分箱式结构，离合器壳和变速器前壳 为一体结构，变速器后壳和分动器联结座为一体。分动器为行星齿轮副变速，其后 部向左偏置，通过专用链条向前桥分流动力。由发动机、离合器、变速器、分动器 等组成的动力传动总成的前支撑有两个，呈v 字形4 5 。于发动机前下部的左右，并 通过横粱与纵梁连接；后支撑为一个，位于变速器后壳的下部，通过横梁与纵梁连 接。除此之外，分动器偏置部位的下面另设一辅助支撑，通过支梁挂于左纵梁上。 各支承橡胶块的特性曲线见图5 _ 3 、图5 4 、图5 5 。 硕上论文 i v e c o 越野汽车动力传动系统动态特性的试验研究 2 2 越野车动力传动系振动理论分析 汽车是由几个具有固定振动特性的振动系统组成”3 ，这些振动系统之间既有差别 也有一定程度的联系而形成耦合，要知道汽车某一特定位置的振动是由哪些振源形 成就必须根据汽车各系统的振动特点结合频率分析方法加以辨别。 动力传动系统的振动主要来自三个方面，一是发动机工作时由曲柄连杆机构引发 的振动，二是动力传动系统轴系的扭振，三是动力传动系统整体受到路面振击力振 动。对于扭振它只会造成轴系的剪切损坏故不加研究。对于第三种情况在本论文的 第五章加以讨论。本章主要推导第一种情况的振动产生机理”1 。 a 彝鬟 p 【 k 孑 一_ = 固n ， y 啦臀y 。 ，7 图2 2 发动机曲柄连杆机构的质量最终可简化到曲柄销上的质量掰，与活塞销上的质量 m ：，这样曲柄连杆机构就可如图2 2 所示的二质量系统。埘。作等速圆周运动。惯性 力只= 用。r ( 0 2 是一个大小不变，方向随曲柄转动的径向力( 指向是离圆心) 。其坐标 轴的投影为 0 + m r o j 2 ：c o s o m l ( 2 2 1 ) 名= 一m l t o ) 2s i n c o t ”“ m ：作上下往复运动，从图2 2 1 中可得出m ：沿x 轴的运动方程为： x ：o c + c a = o b c o s c r + a b c o s = r c o s d + ，c 。s = ，( c o s t 2 + _ 1c o s 卢) 九 硕士论文 i v e c o 越野汽车动力传动系统动态特性的试验研究 五= ；( 曲柄与连杆长度之比为o 2 o - 3 ) ( 2 2 2 ) 从图2 2 中a b c 的几何关系可把摆角口表示为口的函数即： s i n 8 = r s i n a c o s , 8 = 1 一s i n2 =氐孓 利用牛顿二项式代入和略去向阶微小量并近似用前两项表示活塞m ：的运动方程 式活塞的运动速度和加速度的方向反相，即 只= 一m 2 王 = 一m 2 r t 0 2 ( c o s a + 4 a 2c o s 2 a 一1 6 a 4c o s 4 a + 3 6 a 6c o s 6 a 一6 4 4c o s 8 a 十 2 易+ 只w + f 口+ ( 2 2 3 ) 式中，匕，分别为第一、二、三阶往复惯性力。 爿，：互+ 土刀+ 旦五，十旦刀+ 彳：上刀十三+ 旦2 7 + 6 42 5 64 0 9 6 4 。：l 五s + 土刀+ ” 5 1 22 0 4 8 4 = 去+ 又由于二阶以上的往复惯性力很小可忽略不计，式( 2 2 3 ) 可表示为： 弓= 易+ 珞= 一m 2 r t 0 2 ( c o s a + a c o s 2 a ) ( 2 2 4 当发动机工作时，作用在曲柄连杆机构上的主动力为： 圪= ( 一1 ) 孚 ( 2 2 5 ) 式中尸与活塞顶面上的气体爆发压力 d活塞直径 p g 与往复惯性力鼻均沿气缸轴线方向，其合力为： ( 2 2 6 ) 硕士论文 i v e c o 越野汽车动力传动系统动态特性的试验研究 根据达朗贝尔原理，系统加上移动质量m ：和旋转质量的惯性力只和p 后，活 塞的受力平衡方程由图2 3 确定为： x - = 。) l(227)w v , - c o s p - ( e g + v , 厶。r = 0弓s i n f l 日f u “ 式中，弓为连杆的轴向力p t ：攀：上11 c o s c o s f l 尸为活塞的侧向力压力p = 幢+ 0 ) t a i l = p t a i l 从以上推理可得出迫使曲轴旋转的主动力矩为： m 主2 m 。( 巴) 2 b ，s i n + 夕) = 圪皇 三芳盟r + 。皇鼍姜茜盟， ( 2 2 8 ) 由曲轴的平衡方程 荨? 划虬- p 。, c o s f 。+ p 。, c o s a ( 2 29)0n e =r 一弓s i n 一只s i n c zl ” 从而解出支承的反作用力为： 2 片c o s f l 一0c o s t 2 = 尼+ 弓一p c o s = 尼t a n + 0 t a n p + p , s i n a l j v r2 弓s i n , b + p ，s i n a = 屹t a n ? + g t a r i f f + p , s i n a = 圪+ 0 - - e r c o s o ff ( 2 2 1 0 ) 根据以上分析，可以得到单缸机产生激振力的几个结论： 硕士论文 i v e c o 越野汽车动力传动系统动态特性的试验研究 1 发动机缸体对轴承的铅垂压力n 。中，只有往复惯性力p 。和偏心惯性力的铅垂 分量( 一p ，c o s o r ) 会传到汽车架上，引起铅垂振动。 2 与作用在活塞上主动力矩对应的反力矩 m 反= r ( m = ( 圪t a | l + t a n x r c o s a t + c o s 所= ( 尸6 + p j ) t a n f l 。，警 = ( 尼蚓鼍茅，= m ； 它将通过发动机支撑点处传到车架上，使整车产生横向摆振。 3 旋转质量的偏心惯性力在水平方向的分量传到车架上，使汽车产生左右和水 平振动。 直列式多缸发动机方程为由曲轴连接起来的多个单缸发动机。作用在整个缸体 上的干扰力，应是各单缸体受到的干扰力组成的一组空间力系。由于各单缸机工作 周期相同而又存在固定的时延，因此对于多缸机的分析不但要考虑各单缸机各自的 如上结论，还要考虑由于时延产生的传到车架上使汽车产生前后水平振动和绕y 轴 的摆振。 2 3 i v e c o 越野车传动系振动测试分析 2 3 1 振动测试方案 由于样车在行驶速度达到8 0 k m h 附近时分动箱结合部位出现漏油问题，经分析 判断，此问题的根源是传动系统在各种振动激励作用下产生了较大的结构振动，使 分动箱体结合部位受到损伤而导致漏油。为此，确定了以下的振动测试方案： 动力传动系统的振动测试在发动机、离合器、变速箱及分动箱的壳体布置 传感器，测试各点的垂直振动信号，以分析动力传动系统所受的振动性质； 车架和车桥的振动测试在车架前端( 前驱动桥壳中部) 、变速箱支承横梁中 部、后驱动壳中部等处布置传感器测试垂直振动，以分析车架和车桥所受的振动和 动力传动系统所受振动之间的联系： 动力传动系统的振动实验模态测试以分析动力传动系统的固有特性。 测点布置为：a 发动机底部：b 离合器底部：c 前驱动桥壳底郊：d 变速箱底部： 1 0 硕士论文 i v e c o 越野汽车动力传动系统动态特性的试验研究 e 动力传动系统( 发动机、变速箱、分动箱) 后支承底部；f 分动箱后输出端底部 g 后驱动桥壳底部共七个测点。 测试用仪器设备见表2 f 3 1 表2 31 测试用仪器设备 名称型号用途生产厂 加速度传感器 y d 1 2 拾取振动加速电荷信号扬州无电二厂 电荷放大器 y e 一5 8 5 2电荷一电质转换 扬州无电二厂 磁带记录仪 r 8 l 记录实测振动信号日本t e a c 公司 数字信号分析仪 s d 3 8 0付里叶( f f t ) 变换美国s d 公司 测试框图见图2 ，3 1 和图2 32 图2 3 1 振动信号测量记录框图 图2 3 2 振动信号信号回放框图 塑主笙茎! y 亘q 墼堑直至塾盔篮垫丕笙麴查壁壁盟这堕盟塞 2 3 2i v e c 0 越野汽车传动系振动测试分析 经计算得到发动机和传动轴的激振频率如表2 32 。 表232 发动机和传动轴的激振频率 车速发动机转速发动机点火频率传动轴转动频率 ( k m h )( r m i n )( h z )( h z ) 经过样车的振动测试工作，并对所测振动信号进行数据处理，得到各测点的振 峰频率与幅值( 振动幅值的单位：m s 4 ( 有效值) ) 。 测试结果见表2 33 表2 3 9 。 表23 - 3 发动机底部试验结果( 原地测试) 发动机空档挂直接档，后驱动轮离地 车速 转速第一振峰第一振蝰第二振峰 k m h 频率h z幅值频率h z幅值频率h z幅值 7 02 7 0 09 0 01 224 5 6119 181 41 8 03 1 0 01 0 562 155 253o1 0 561 77 9 03 5 0 01 1 8l2 325 87 5921 1 81 32 39 表2 3 4 离合器底部试验结果( 原地与路试) 发动空档无传动轴直接档，后驱动轮离地路试 车速机转 第一振峰第一振峰第一振峰第二振峰第一振峰第二振峰 k r a h 速频率 幅值频率幅值频率幅值频率幅值频率幅值频率幅值 r m i n 7 02 7 0 09 061 839 3o1 78 9 3l1 7o9 l81 09 8 03 1 0 0j 0 30 2 4 4 】0 56 2 181 0 5o2 721 0 50 1 9 0 9 0 3 5 0 0 1 1 50 2 731 3 873 405 87 51 461 1 8 l 3 20 5 87 5 68 21 1 752 53 堡主堡茎! y 垦q 堂墅直圭塾塑焦麴墨堕堑查壁。些馥遮墅婴窒 表2 35 变速箱底部试验结果( 原地与路试) 发动空档无传动轴赢接档，后驱动轮离地路试 车速机转 第一振峰第一振峰第一振峰第二振峰第一振峰第二振峰 k m h 速 频率幅值频率幅值频率幅值频率幅值频率幅值频率幅值 7 02 7 0 09 0 01 039 lo1 244 5633 69 181 119 0 01 58 f 8 03 l o o1 0 5 01 811 0 5o1 865 2575 11 0 561 3 01 0 563 5o 【 9 03 5 0 0 1 1 80 2 61 1 1 80 2 52 5 87 5 1 821 1 8 【2 486 0 01 151 2 001 9 5 表2 3 6 分动箱后输出端底部试验结果( 原地与路试) 发动空档无传动轴直接档后驱动轮离地路试 车速机转 第一振峰第一振峰第一振峰第二振峰第一振峰第二振峰 k m h 速 频率幅值频率幅值频率幅值频率幅值频率幅值频率幅值 7 02 7 0 09 0 02 539 124 219 3o3 859 0o1 58 8 03 l o o1 0 502 051 0 502 6l5 2521 l1 0 503 171 0 503 4 9 1 2 0 01 95 9 03 5 0 01 1 801 711 1 802 075 87 51 6 91 1 802 326 0 01 5 1 7 6 01 5l 表2 3 7 前驱动桥壳底部试验结果( 原地与路试) 发动机转空档直接档，后驱动轮离地路试 车速 速振峰振峰振峰 k m h 频率h z幅值频率h z幅值频率h z幅值 7 02 7 0 08 9403 6 49 4 3 7l0 79 43 714 4 8 03 1 0 01 0 3ll5 41 0 6 2 5l4 81 0 68 7 26 1 9 03 5 0 01 1 750 4 0 2 6 0 044 45 9 3 7o5 8 硕 ：论文 i v e c o 越野汽车动力传动系统动态特性的试验研究 表2 3 8 动力传动系统后支承底部试验结果( 原地与路试) 发动机转空档无传动轴路试 车速 速振峰振峰振峰 k m h 频率h z幅值频率h z幅值频率h z幅值 7 02 7 0 09 0607 79 3605 19 18 749 6 8 03 1 0 01 0 310 3 0 41 0 56o8 01 0 49 915 5 9 03 5 0 01 1 5 008 9 81 1 87 589 81 1 74 9 32 5 表2 ，3 9 后驱动桥壳底部试验结果( 原地与路试) 发动机转空档无传动轴路试 车速 速振蝰振峰振峰 k m h 频率h z幅值频率h z 幅值频率h z幅值 7 02 7 0 0 8 9409 79 43 745 l9 4 3 720 6 8 03 1 0 01 0 31l4 l1 0 636 0 55 31 240 3 1 0 68 769 9 03 5 0 01 1 7 f 52 6 4 6 0 01 345 9 3 74 4 6 分析以上试验结果，可以看出： 1 、变速箱挂空档时，传动轴不转，此时动力传动系、车架、车桥等各测点的振 峰频率均与发动机的点火频率一致，其中动力传动系各测点的振峰幅值普遍较大。 这说明发动机的激振作用较大，对动力传动系的振动有显著影响。车架点的振峰幅 值较小，说明动力传动系与车架之间的橡胶块具有较好的隔振效果。车桥点的振动 幅值也较小，这是由于轮胎具有较好的减振作用。 2 、变速箱挂直接档，传动轴拆除，此时离合器、变速箱、分动箱、变速箱支承 横梁中部( 车架) 等处的振峰频率仍然与发动机的点火频率一致，说明此时发动机 仍是主要的激振源。其中，分动箱处的振蜂幅值增大，而离合器和变速箱处的振峰 幅值基本不变，这表明变速箱挂直接档对，分动箱处的振动比变速箱挂空档时加剧 了。当发动机转速为3 5 0 0 r m i n 时，变速箱支承横梁中部( 车架) 的振幅明显增大( 达 到8 9 8 m - j 2 ) ，说明该处的橡胶块对较高频率振动的隔离效果不佳。 1 4 堡主堡茎! y 量q 垫墅煎至垫塑焦塾丕缠塾查壁丝照堇墅盟窭 3 、变速箱挂直接挡时，传动轴转动，后驱动轮离地空转，此时发动机、离合器、 变速箱、分动箱等处的振动频谱上出现两个比较明显的峰值，振峰频率分别与发动 机点火频率和传动轴的转动频率一致，而传动轴的转动频率的倍频与发动机点火频 率相等，故此时发动机( 燃烧爆振) 和传动轴( 转动质量不平衡及十字轴万向节传 动角造成的转速周期性变化) 两者均为激振源，动力传动系的振动受这两种激振源 的共同作用。比较每个测点的两个振峰幅值可以看出，与传动轴转速频率对应的第 一振峰的幅值稍小些；与发动机点火频率或传动轴转速频率的倍频对应的第二振峰 幅值较大，这说明在发动机和传动轴的共同激振作用下，各点的振动更加剧烈。 4 、路试结果显示，动力传动系的振动主要由发动机和传动轴的激励而引起，各 点的振动是发动机和传动轴的共同作用结果。比较三种车速下的振峰幅值可以看出， 当车速为8 0 k m h 时，分动箱和变速箱处的振幅达到最大( 分别是3 4 9 m s 2 和 3 5 m s 。2 ) 。因此，在实际行驶时，当车速达到8 0 k m h 时，分动箱和变速箱处的振动 能量最强，最容易造成结构损伤。车速增大到9 0 k m h 时，各点均出现与传动轴转速 基频对应的振峰，表明传动轴的激振作用在高速时表现得更显著。 5 、动力传动系统的刚体模态测试结果显示，该刚体系统的两端的固有振动频率 相差较大，实际工作时，两端振动不和谐，容易产生局部弯扭应力过大。应尽量使 两端的固有频率接近，保证同步振动，减小扭转应力。 5 堡主堡兰盟巨q 垫墅造圭垫塑堡垫垂篁垫查壁世塑遮墅丛窒 第3 章越野汽车动力传动系统试验模态分析 3 1 试验模态分析的理论基础 模态分析的理论是在机械阻抗与导纳的基础上发展起来的，它借助自动控制理 论中的传递函数( 频率响应函数) 概念，用传递函数反映某一系统的输入输出关系， 从而计算出该系统的固有特性。对一个复杂系统，利用线性系统的叠加原理，分别 研究各阶固有频率附近的振动特性。模态分析的核心内容是确定用以描述结构系统 动态特性的固有频率、阻尼比及振型等模态参数。1 ，它包括解析模态分析和试验模态 分析。 解析模态分析从机械、结构的几何特性与材料特性等原始参数出发，采用有限 单元法形成系统的离散数学模型一质量矩阵和刚度矩阵，然后通过求解特征值问题， 确定系统的模态参数，它属于结构动力学的问题。由模态迭加法，可以分析机械、 结构在已知外载荷作用下的动态响应或动态稳定性问题。 试验模态分析则是依靠动态测试技术对某个系统( 实物) 进行测量，得到该系 统( 实物) 各测点对某一测点( 对实物进行网格划分，每一个线交叉点就是一个测 点) 的传递函数。然后采用模态参数辨识方法对实测到的每一个传递函数进行模态 参数( 固有频率：模态振型；模态阻尼；模态刚度和模态质量) 辨识，从而也就得 到被测系统( 实物) 的固有特性“。它属于结构动力学的逆问题。由于试验模态分 析的结果来源于对实物的测试，因而得到的模态参数完全符合实物的实际情况。近 十年来被广泛地应用于机械行业和其它相关行业。它也常被用作检验结构的理论模 型正确与否“。 工程中的实际结构都是连续振动系统，由于该系统的惯性、弹性、阻尼和运动 都依赖于空间坐标，入们不可能获得连续分布式的响应测量和无限多个特征解，因 而实际做振动分析、参数识别时，通常将无限多个自由度的连续振动系统离散为有 限自由度的离散振动系统。 在物理坐标下，描述n 自由度离散振动系统的运动微分方程为 眇】扛 + f 】0 ) + 区】g = ( 厂)( 3 1 】) 式中：f 膨卜一质量矩阵( 对称且正定) ，m r ， 6 硕士论文 i v e c o 越野汽车动力传动系统动态特性的试验研究 c 卜一阻尼矩阵，c r ， f 符】刚度矩阵( 对称且正定或半正定) ，k r ， ，) ， 斟， 褂- n 维位移、速度和加速度响应向量， 厂( ，) 卜一n 维激振力向量。 设系统的初始状态为零，对式( 3 1 1 ) 两边进行拉普拉斯变换可得 ( f m p 2 + c l s “k 】) f 0 ) = ( f 0 ) )( 3 1 2 ) 式中的矩阵 【z ( j ) 】- ( 【m p 2 + c s “k 】)( 3 1 3 ) 反映了系统的动态特性，称为系统动态矩阵或广义阻抗矩阵，其逆矩阵 疗( j ) 】= 【z ( j ) 】= ( 彳】j 2 + c p + 足】) 一( 3 1 4 ) 称为广义导纳矩阵，也就是传递函数矩阵。由式( 3 1 2 ) 可知 x ( s ) ) = ( s ) 】 f ( s ) )f 3 15 ) 在上式中，令s = j o ，即可得到系统在频域内输出和输入的关系式 x ( 国) ：【h ( ) 】( f ( ) ( 31 6 ) 式中( 日p ) 1 为频率响应函数矩阵。【h ) 】矩阵中第f 行- ，列的元素 吲班鬻 ( 3 ”) 表示仅在_ ，坐标激振( 其余坐标激振力为零) 时，f 坐标的响应与激振力之比。 在式( 3 1 3 ) 中令j = _ ，国，可得阻抗矩阵 【z ( ) = ( 髟卜2 a 卅) 十国 c 】( 3 18 ) 它和导纳矩阵有类似式( 3 14 ) 的关系 ( ) 】= z ( 彩) 】= ( 足】一0 9 2 m 】) + ，m c 】) 一1( 3l9 ) 对于一般机械、结构，假设矩阵【c 】也对称，这样矩阵 z ( 缈) 】对称，频率响应函 数矩阵【( 国) 】也对称，故有 ! 翌翌兰兰盟旦翌l 堕墅塑圭塾之堡塾墨笙塑查壁一壁塑达壁丛窒 f ) = ) ( 3 11 0 ) 上式反映了机械、结构频率响应有互易性，可作为频率响应测试精度的一项重 r 中。，7 c 彳，t 巾r ，3 m o ：，r ：g q t 中，7 r k ，t 巾，= ：； c s ， 式中：f 咖。j 、p ， 一第外，阶特征向量( 固有振型) ， m ，、t ，一第，阶模态质量和模态刚度。 并设矩阵 c 】也可由振型矩阵【叫对角化，那么可以对阻抗矩阵( 即式( 318 ) ) z ( 国) 】= ( k 一2 q ) + j r o c 】 = 【m 】。【审r ( 【茁卜国2 【 幻) + ，缈【c j ) 【母】【m r t 2 t 由，一7 r 、e ，、 一棚2 、m ，、1 + ，可、c ，、j c 零， 。：， ：嘲。f。f 叫一 l、j 式中：z ，= ( t 一埘2 腕，) + 问c ，c ，是第，阶模态阻尼。 由式( 3 1 8 ) 、( 3 19 ) 可以得到用模态参数表示的频率响应函数矩阵为 f r 【日( 御) 】= 【z ( 国) 】= 【m 1 。 f m 】r ! 尘! ! 壁：! ! ( t c o 2 坍，) + ，国o r 一 坤， 睁， 7 聊， ( 国，2 0 22 ) + 2 j 告：石面 【( 国) 】矩阵中第i 行，列的元素为 洲2 粪而若丽 r 3 ，1 1 3 ) f 3 i1 4 ) 1 8 硕士论文 i v e c o 越野汽车动力传动系统动态特性的试验研究 式中：曲；：生第，阶模态频率， 肌， 六= _ 三一第，阶模态阻尼比 2 m ， 中， - 一第，阶模态振型。 不难发现，n 自由度系统的频率响应等于n 个单自由度系统的频率响应的线性 迭加。为了确定全部模态参数，、毒，、 垂， ( ，= l 一2 n ) ，实际土只需测量频率响应 函数矩阵的一列或一行就行了。 以上推导中用的是位移导纳( 即位移频率响应函数) ，而在实际试验时，为了测 量方便，常应用加速度导纳( 即加速度频率响应函数) ，它和位移导纳的关系是 h 。( 彩) 】= 一国2 【h ( 国) 】( 3 1 1 5 ) 3 2 模态参数识别的理论分析 模态参数识别是试验模态分析的重要部分。识别方法有很多，习惯上将它们分 为频率域法和时间域法两大类。时问域法利用结构的自由振动响应、脉冲响应或随 机激励响应作为已知数据，从中识别得到所需要的模态参数，常用于实时故障监控， 设备灵敏度要求高。而频率域法利用模态试验得到的频响函数估值作为已知数据， 从中识别得到所需要的模态参数。其中有单自由度拟合法( s d o f ) ) 3 1 多自由度拟合法 ( m d o f ) 。如果按输入( 激振点) 和输出( 响应量测试点) 的多少来分，又可将模态参数 识别方法分为单输入单输出( s i s o ) 法、单输入多输出( s i m o ) 法及多输入多输出 ( m i m o ) 等种类。 依次对各测点的频率响应函数进行拟合，可得到相应数量的模态频率、阻尼比 和振型值。对于线性系统，模态频率和阻尼比是系统的总体参数，理论上应该不随 测点而改变。实际测试和拟合中不可避免地存在误差，每次拟合所得到的模态数据 会有分散性，最后可求平均值，给出各阶模态频率和阻尼比的结果，这种局部曲线 拟合需进行很多次，通常用自动拟合方式实现。 对于一个具有n 自由度的模态阻尼系统，根据前面给出的式( 3 1 1 4 ) ，在点 激励，f 点响应的实模态频率响应函数是 墅兰：堡苎型量q 整墅堕主麴垄篮塾壅丛生查壁壁盟这壁堑壅 删2 喜丽 。， ：争 ! 鲁m e 、( 0 ，2 一2 ) + 2 j g , ，】 式中： m 与2 瓦m r ( 3 2 2 ) 称为j 点激励，点响应的第，阶等效质量。当缈趋近于某阶模态的固有频率对，该 模态起主导作用，称为主模态。在主模态附近，其它摸态影响较小。若模态密度不 很大，各阶模态比较远离，其余模态的频率响应函数值在该主模态附近很小，且曲 线比较平坦t 即几乎不随频率而变化，因此其余模态的影响可用一复常数日。来表示， 对第，阶模态式( 3 2 1 ) 可近似表示成 一沏) 2 瓦而砑1 而厕+ 日c = 巧1 矿- r 斋一，矿若 慨z s ，2 巧l 两i 可可丽万吖碡二希森季万矛j 。z 剀 + h ：+ j h | ) 的实部和虚部可表示如下 咄咖击 矿南 埘? 扭z t ， 啄纠2 去l 矿毒卜慨z 勖 根据上两式可以作出实频图3 1 和虚频图3 2 ， 下面进行模态参数的确定“”r “。 1 ) 固有频率的确定 从实频图可以看出，固有频率就是实频曲线与剩余惯性直线日f r 洄) = f 的交 点所对应的国值。另外一种方法是从虚频图来确定，此时国：e o ，正好对应虚频曲 线的蜂值，因为峰值较尖，所以更容易确定固有频率。 2 ) 阻尼比的确定 阻尼比系数可以由半功率带宽来确定，由图3 1 的实频曲线对求导可得 塑主堡茎! 量鱼丝墅堕主垫查堡叠墨堡垫叁壁壁盟遮墼堑窒 a ( o = 一功。 对于模态阻尼系统，其阻尼比系数为 鼻= 等= 等 3 ) 确定模态振型 由式( 3 2 5 ) 知，对主模态而言( 不计剩余模态) ，当珊= 出，时， h ：( 缈= 国，) 一l 2 聊刍量，2 ( 3 2 6 ) ( 3 2 7 ) ( 3 2 8 ) 分别测出车架上各点的日口1 ) ( 卢l ，2 ，1 3 8