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利用刚弹耦合模型进行整车振动的仿真计算齿轮油泵

时间:2022-11-24 18:25:54 来源:中佳五金网 浏览量:0

利用刚弹耦合模型进行整车振动的仿真计算

利用刚弹耦合模型进行整车振动的仿真计算 2011: 一、前言随着计算机仿真技术的发展和完善,在预测整车:振动响应时,常常将有一限元方法与多体系统动力学方法相结合,建立整车的刚弹藕合模型进行仿真计算,提高准确度。通常对于车身等弹性部件使用有限元方法建立模型,而对于底盘系统的多数部件则建立刚体模型,然后将有限元模型作为柔体元件与刚体模型相连接,从而建立刚弹藕合模型[1]。本文利用MSC.Nastxan和MSC.ADAMS/Car软件建立某轻型客车的刚弹耦合模型,仿真计算它的整车振动响应,并与刚体车身模型的仿真结果进行比较,探讨两种模型之间的差异。二、建模理论在将有限元模型与多体模型连接时,由于有限元模型自由度数目巨大,因此必须进行动力缩减,使用较多的是由Craig和Bampton提出的部件模态综合(CMS)方法[2]。在CMS方法中,柔体有限元模型的自由度被划分为边界自由度崛uI(也称为连接自由度)和内部自由度uB,而边界自由度不进行模态转换,它们被完整地保存下来。当高阶模态被截断时,这些自由度不会丢失任何信息,它们的模态也分为相应的两个部分:约束模态和固定边界的自然模态。约束模态是使每一个边界自由度产生单位位移,同时固定其他所有的边界自由度而得到的静态振型,因此约束模态的模态坐标qC。与相应的边界自由度数量相等且一一对应,由边界自由度变形引起的整个柔体的变形都可以由约束模态的线性叠加得到。固定边界的自然模态是将柔体的边界自由度固定并计算它的特征值而得到的自然模态。它们定义了柔体内部自由度的模态展开,其品质与保留的模态数量有关。物理自由度u与这里的模态Φ以及模态坐标q之间的关系由以下方程来描述:

式中,I和0分别为单位矩阵和零矩阵,ΦIC和ΦIN分别为约束模态和自然模态中内部自由度的物理位移;qc和qN分别为约束模态和固定边界自然模态的模态坐标。这个缩减过程是在有限元分析中形成超单元时进行的。建立柔体超单元模型时保留下的外部节点就是合并到多体模型中时的连接点,它的自由度就是CMS方法中的边界自由度,通过连接点可以在多体模型中建立各种边界条件(如:铰链等)。当把超单元转换到MSC.ADAMS软件的多体模型中时,柔体被写成模态中性文件(MNF),这时要进行正交模态转换去除掉车身的刚体模态,并保留柔体模态的全部信息,包括连接点的约束模态等。三、整车刚弹耦合模型的建立(一)车身超单元模型以及柔体车身模型的建立白车身是车身的主体部分,其有限元模型占据着绝大多数的自由度,因此在分析中具有极为重要的地位。图1是某轻型客车的白车.身有限元模型,利用它生成整车刚弹耦合模型中的柔体车身。

在MSC.Nastran中建立柔体超单元模型时,必须确定超单元的外节点和动力缩减后的模态自由度。在这里,车身超单元的外部节点就是合并到MSC.ADAMS多体模型中时车身与底盘的连接点。该车采用的是麦弗逊式前悬架和钢板弹簧非独立式后悬架,前悬架通过下控制臂的橡胶衬套和支柱上支点的衬套与车.身相连接,后悬架通过前、后吊耳与车身连接。在车身有限元模型上找出连接点所对应的节点并将它们设置为超单元的外点。有限元模型动力缩减后保留的模态是根据模态频率和模态振型确定的。模态频率要符合所研究问题的频率范围,尽可能地覆盖主要激振力的频率范围,而模态振型要代表模型主要的变形模式。在建立车身超单元模型时,考虑到本文研究的是200Hz以内的振动噪声问题,因此保留300Hz以内的所有模态。如果模态数量过多将导致分析困难,这时可以在MSC.ADAMS中检查柔体MNF的模态振型并对模态进行取舍,禁用不重要的局部模态。利用MSC.Nastran建立该客车车身的超单元模型,经MSC.ADAMS/Flex转换得到MNF,并在MSC.ADAMS/Car中建立柔体车身模型。在MSC.ADAMS/Car的模板生成器中建立车身模板,并调人柔体车身模型。在它的外节点处建立柔体的界面零件以及输出通讯,用来与底盘连接点处的安装零件相连接。此外,在车身模板上还要定义连接转向系统等元件以及车轮轮心位置等的通讯。利用车身模板在标准界面下生成车身子系统,它是各个底盘子系统装配的基体。(二)底盘多刚体模型的建立为了便于研究,将汽车底盘系统进行简化,保留行驶系的前、后悬架和车轮以及对前悬架动力学有较大影响的转向系,省略了对本文研究内容影响较小的制动系和传动系,将动力总成简化为一个刚体,固定在车身子系统上。建立汽车底盘模型时需要的参数包括各子系统关键点的位置坐标和连接元件(如弹簧、减振器、衬套等)的特性曲线等。建模时,首先在MSc.ADAMS /Car的模板生成器中创建各子系统的模板(模板可以由用户自己建立,也可以利用MSC.ADAMS /Car中提供的模板修改得到,这样可以省去大量的建模时间,获得事半功倍的效果。本模型中只有钢板弹簧后悬架模板是在MSC.ADAMS/View中建立的,其余子系统的模板均由MSC.ADAMS/Car的模板修改得到),定义子系统中各元件之间的连接关系,然后在标准界面下利用模板生成子系统。(三)整车刚弹耦合模型的建立在标准界面下将这些子系统装配成整车,得到整车刚弹耦合模型(图2a)[3]。为了比较柔体车身与刚体车身对整车动力学特性的影响,同时还建立了参数相同的刚体车身整车模型,如图2b。

四、整车振动响应的仿真分析(一)路面激励下整车刚弹耦合模型的动力学响应使整车模型在C级路面上低速(36km/h)匀速行驶,记录车身与底盘各连接点处的作用力和车身质心垂向振动加速度信号。左侧滑柱上支点和钢板弹簧前吊耳处垂向作用力的时间历程和经FFT(快速付里叶变换)得到的频域函数如图3所示。

由图3可见,前悬架所受到的垂向载荷主要是由滑柱上支点承受的,其作用力由于受到减振系统的高频滤波作用,高频成分已经很少,但依然是前悬架高频振动的主要传递路线。对于后悬架板簧吊耳的传递力,由于在仿真分析的前段时间中,后悬架没有驶上试验路面,因此它的垂向振动信号几乎没有波动,基本上等于静载荷,可见模型与仿真计算是正确的。后半段信号的波动比较平缓,所含的高频成分也相对较少。可以看出,由于悬架的低通滤波作用使路面激振力中的高频成分得到有效衰减,减少了路面激励产生的车室低频噪声。另外,从力的频谱图中可以看出,当频率约为2Hz时存在尖峰,这是由于车身垂向振动的刚体模态产生的。(二)车身弹性对整车动力学特性的影响利用多刚体模型分析整车动力学时,通常将车身结构简化为一个刚体。从理论上来看,由于忽略了车.身的弹性模态,将使分析结果出现偏差[4]。为了分析这种简化所产生的误差,利用刚体车身整车模型(图2b)在相同的工况下进行仿真分析,将得到的响应结果进行比较,如图4、图5所示。图中的虚线是刚弹耦合模型的仿真结果,实线是刚体车身模型的仿真结果。

从车身连接点的作用力曲线来看,时间历程基本保持原来的变化趋势,柔体车身模型的振动幅值略有下降。在后轮没有驶上不平路面时;柔体车身的后连接点作用力基本没有变化,而刚体车身的作用力略有波动,说明刚体模型加大了前后振动的耦合作用。两个模型的车身质心垂向振动加速度曲线的变化趋势基本相同。前一段时间历程的振动比较小,是因为只有前轮处于试验路面上,随着后轮驶上路面,质心加速度的振动幅度变大。在频谱图中可以看出,在2 Hz附近有明显的峰值出现,对应着车身垂向振动的刚体模态。由于悬架的减振作用,20 Hz以上的高频振动已经非常小了。比较二者的曲线可以发现,时间历程信号的振动趋势基本一致,但随着时间的变化,刚体车身的振动幅值越来越大。在频谱图中可以发现,柔体车身模型曲线在5Hz左右出现峰值,而刚体模型却没有,这是由于车身弹性变形模态而产生的峰值。同时,2Hz附近的共振峰值也明显减小。五、结束语利用MSC.Nastxan与MSC.ADAMS软件建立某轻型客车整车刚弹耦合模型,通过路面激励下的仿真计算得到车身与底盘连接点作用力和车身质心振动加速度的信号,验证了模型的正确性。对仿真结果进行了分析,认为路面激励主要是通过前悬架滑柱上支点和后悬架吊耳传递的一,并且由于悬架的隔振作用使车一身所受作用力的高频成分明显减小。与传统的刚体车身模型的计算结果相比较,刚弹耦合模型响应的频率信息更加详细,振动幅值减小。 参考文献 1.马天飞 轿车NVH特性的刚弹藕合、声固耦合一体化研究:〔学位论文〕长春:吉林大学,2003 2.Craig R R,Bampton M Coupling of Substructures for DynamicsAnalyses AIAA‑ 1968(6):1313-1319 3.马天飞等 轻型客车NVH特性的刚弹耦合、声固耦合仿真研究汽车工程,2005(1):73-76 4.张洪欣 汽车系统动力学上海:同济大学出版社.1996(end)

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