基于nastran的发动机怠速激励的整车NVH分析方法研究

基于nastran的发动机怠速激励的整车NVH分析方法研究孙学军奇瑞汽车股份有限公司北京研究院摘要：客户对车辆的振动、噪声和舒适性（NVH）越来越关注。研究和降低怠速时整车NVH尤为重要。本文首先运用多体动力力学知识对发动机激励进行分析，建立发动机动力学模型，然后提出整车有限元建模方法和思路，最后运用nastran软件对由发动机怠速时车内方向盘和座椅振动以及乘员耳旁噪声分析的方法进行研究，并以某车型为例进行分析。TheresearchofwholevehicleNVHanalysismethodbasedonnastranSunXuejunCHERYMOTORCO.LTD.BeijingResearchInstituteAbstract:Thenoise,vibrationandharshness(NVH)ismoreandmoregivenattention.ReducingthewholevehicleNVHofengineidlespeedisveryimportant.Atfirst,thispaperusestheknowledgeofmulti-bodydynamicstosetuptheenginemodelofdynamics.Thenthemethodandideathatisusedtosetupwholevehiclefiniteelementmodelareputforword.Atlast,nastranisusedtoanalysetheNVHofwholevehiclethatisbroughtbyengineidlespeed.关键词：振动噪声有限元nastranKeywords:vibrationnoisefiniteelementnastran1、引言随着人民生活水平的提高和科学技术的发展，人们对车辆性能的要求越来越高，尤其是车辆的振动、噪声和舒适性（NVH）越来越受到关注。发动机是汽车主要的振动和噪声源。发动机怠速时产生的噪声与振动水平是汽车用户对汽车NVH性能的第一感觉，研究和降低怠速时整车振动尤为重要。本文运用nastran软件对由发动机怠速工作时的机械振动引起车内方向盘和座椅振动以及乘员耳旁的噪声分析的方法进行研究，并以某车型为例进行分析。2、发动机怠速激励源分析发动机的振动激励主要是工作时曲柄连杆机构旋转运动产生的惯性力、惯性力矩以及由于气体燃烧产生的倾覆力矩。发动机主传动机构曲柄滑块机构可简化为图1所示模型。图1主传动机构模型和三质点模型假设m为曲柄和曲柄销的质量，m为连杆的质量，m为活塞的质量，c为连杆的质心到A点距离，r为曲柄的半径，L为连杆的长度，s为曲柄的质心到回转中心的半径。为了保证简化模型中连杆的质心不变，将连杆质量m分配到A、B两点，则A、B点处质量1m和2m分别为：)1(1lcmm，mlcmm2设机构水平和铅垂方向的惯性力为X和Y，根据动力学定理有：YFrmmsdtdXFxmrmmsdtdyx)coscos()sinsin(121记曲柄连杆比lr/，解得惯性力X和Y为：)cossin()6sin614sin412sin21(sin6cos4cos2cos)sincos(2164226422221rmmsYAAArmAAArmrmmsX系数642,,AAA忽略高次项，其计算公式为：5321281541A，53416341A，561289A若采用三质点模型计算连杆的惯性力矩，则需将三质点动力学模型进行修正，设修正后连杆的转动惯量I，则有：][212lmIL连杆对O点的动量矩为：])([22clmILI为连杆对其质心的转动惯量。经动力学求解得发动机惯性力矩计算公式：)5cos513cos31cos(5sin3sinsin)(53125312220CCCICCCImrmiM其中：当曲柄的角速度C时，发动机惯性力和惯性力矩计算公式为：5sin3sinsinsin6cos4cos2coscos53120126422212CCCIMrmmsYAAArmrmrmmsX从上式可以看出，发动机的惯性激振力由多阶往复惯性力组成，包含有1，2，4....谐次成分。由于惯性激振力幅值随着谐次的增加而减小，高谐次的惯性激振力的影响较4542342112815,1282783,643811CCC小，因此，在计算中只考虑1、2谐次分量。发动机燃烧产生的倾覆力矩：1MtgPOBQMq倾覆力矩始终和输出力矩大小相等，方向相反。由图1及上式可知气体作用力产生的倾覆力矩：coscossincossin111rlPOBtgPOBQM由于sinsinlr4sin323162sin329412sinsin122sinsinsin1cossinsincoscossinsincoscossincossincoscossincossin4222422122212221211111lrlrlrrPlrrPlrrPlrrPllrlrPrlPOBtgPOBQM往复惯性力Pj为活塞质量和连杆分配到图1所示B点质量在x方向的力，即：6cos4cos2coscos642222AAArmrmPj系数642,,AAA忽略高次项，其计算公式为：5321281541A，53416341A，561289A往复惯性力在垂直于曲柄径向的分量为：4sin43sin432sin21sin42sin2sin2coscoscos/sin22222rmrmPTjj往复惯性力产生的倾覆力矩为：4sin43sin432sin21sin42222rmrTMjj总倾覆力矩：jMMM1获取相应的结构参数和发动机的燃烧参数即可通过计算得到由于发动机燃烧高速运转产生的激励。3、整车建模车辆整车建模是一个比较复杂的系统工程。首先建立各个子系统的有限元模型，例如：白车身、开闭件、转向系统、传动系统、声腔模型等。经过分析确认各子系统模型的正确性，通过相应的连接方式建立整车有限元模型。由于篇幅有限具体建模过程不再详述。其中在建模过程中各种参数的获取尤为重要，例如：以动力总成悬置系统为代表的橡胶件刚度和阻尼参数的获取对计算结果有直接的影响；轮胎刚度和阻尼的获取比较困难；车辆弹簧刚度系数和减震器阻尼系数对整车分析结果数值影响较大；整车系统中各部件的相对运动关系和传动关系传动比对计算结果影响较大，较小的某个方向自由度的失误可能产生较大差异的分析结果，例如：转向系统中各部件的相对运动关系、传动比和自由度，底盘系统中变速箱、传动轴、前后桥等所有具有相对运动关系和传动比的部件；此外整车行走系统的相对运动关系和传动比，包括弹簧、减震器和车轮系统的运动关系、传动比和自由度，这些模型的建立正确与否都非常重要。整车模型中动力总成不需建详细模型，在其质心位置建包含质量和惯量信息的质量单元表示即可。发动机怠速振动分析载荷输入点为发动机曲轴中心点。4、基于nastran的频响分析发动机怠速振动和噪声分析属于线性动力分析中的频率响应分析，采用nastran求解器代码SOL111进行计算分析。4.1约束条件约束轮胎接地部分节点6方向自由度。4.2载荷对四缸发动机在发动机曲轴中心点同时施加怠速时的惯性力，二阶惯性扭矩，二阶气体扭矩。载荷施加点指定为发动机坐标系可以方便施加载荷，惯性力方向是气缸轴向，二阶惯性力和二阶惯性力矩是绕曲轴轴向旋转方向。4.3响应输出响应输出点为输出驾驶员及副驾驶员右耳处的声压，座椅导轨、方向盘上的速度、加速度曲线。4.4nastran相关卡片介绍1）DAREA定义一个力作用方向的单位数值例如：DAREA101100111.；其中：101表示DAREA编号，1001表示节点号，第一个“1”表示x方向，第二个“1”表示作用数值的大小；2）TABLE4卡片定义载荷作用范围TABLED4确定的函数为1()2iixXyAX，X1、X2、X3、X4为函数参数，当x＜X3时，用X3代替x，当x＞X4时，用X4代替x。Ai为系数。3）DPHASE定义动态载荷相位例如：DPHASE122001490.0“12”表示DPHASE的编号，“2001”表示节点号，“4”表示方向，“90”表示相位。4）RLOAD2按幅值和相位的形式来定义频变载荷用RLOAD2将DAREA、DPHASE和TABLED4或TABLED1组装起来例如：RLOAD212121212；其中：第一个“12”表示RLOAD2的编号，第二个“12”表示DAREA的编号，第三个“12”表示DPHASE的编号，第四个“12”表示TABLED4的编号。这三个卡片中，DAREA定义载荷位置和数值，TABLED卡定义载荷作用范围及放大倍数，DPHASE表示载荷作用相位，RLOAD2将二者组合在一起。5）DLOAD将前面定义好的载荷封装起来，该卡片可以将多个载荷进行封装例如：DLOAD11011.01.101，其中“1101”表示DLOAD的编号，第一个“1.0”表示全局放大系数，第二个“1.”表示后面定义载荷的放大系数，“101”表示封装载荷标号，即前面定义的RLOAD1的编号。6）TABDMP1定义模态阻尼大小例如：TABDMP12G0.0.1.0.04700.0.04，其中“2”表示TABDMP1编号，G表示结构阻尼，第一个“0”表示0Hz频率，第二个“0”表示0Hz频率时结构阻尼为0，“1”表示1Hz频率，第一个“0.04”表示1Hz时结构阻尼为4%，“700”表示700Hz，第二个“0.04”表示700Hz时的结构阻尼为4%，该卡片整体表示为从1Hz开始到700Hz的结构阻尼为4%7）FREQ1定义计算迭代次数例如：FREQ110.280其中第一行和第二行中的“1”表示FREQ1编号，“0”表示计算起始频率，“2”表示每个2Hz计算一次，“80”表示计算80次，即：计算到160Hz。8）EIGRL定义基于模态法进行频响分析时频率求解范围。例如：EIGRL10.0140.，其中“1”表示EIGRL的编号，“0.0”表示模态计算的起始频率，“140”表示模态计算的终止频率。TABLED4TIDX1X2X3X4A0A1A2A3A4A5-etc.-4.5分析结果图2振动噪声分析结果图2所示为某车型发动机怠速激励分析结果，其中左上图为在发动机怠速工况下驾驶员右耳处的噪音分析结果，从图中可以看出大部分在目标值附近。右上图为怠速工况座椅导轨的速度输出，基本都小于目标值；左下图为怠速工况方向盘6点方向速度输出，右下图为怠速工况方向盘12点方向速度输出，部分分析结果略高于目标值，需进行后续模态贡献量等分析以确认引起振动噪声较大的原因。5、结论1）建立了发动机惯性力、惯性力矩和由爆发压力产生的倾覆力矩的力学模型，为进行发动机对整车激励分析提供基础；2）提出了整车有限元模型建模方法、思路及需注意的地方；3）基于nastran对发动机怠速激励的整车振动噪声的分析方法进行探讨，并以某车型为例进行分析。参考文献：1.MSCNastran2007r1QuickReferenceGuide2.庞剑，谌