引言

隨著中國機動車保有量的不斷增加,以及機動車市場的競爭日趨激烈,導(dǎo)致人們對機動車的品質(zhì)要求越來越高。同時,機動車的輕質(zhì)化和質(zhì)量不斷上升,其振動和噪聲控制情況直接決定了消費者的體驗度,因此關(guān)于機動車的振動分析和模態(tài)分析越來越受到各大機動車設(shè)計廠商的重視。

設(shè)備在受力不均勻時會產(chǎn)生強烈的振動,這種振動一方面會產(chǎn)生噪聲,影響使用者的體驗度,另一方面振動可能會損壞設(shè)備。由于人體的固有頻率是3~17Hz,如果設(shè)備的固有頻率和激勵的頻率相當(dāng),會導(dǎo)致設(shè)備共振,對設(shè)備或者人體都有可能造成損壞。

1燃油噴射系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型的構(gòu)建

1.1固有頻率的屬性

任何設(shè)備和任何物體都具有固有頻率,其固有頻率的大小主要取決于設(shè)備質(zhì)量和設(shè)備結(jié)構(gòu)。當(dāng)外力的振動周期和設(shè)備的固有頻率一致時,會發(fā)生共振現(xiàn)象,雖然有衰減力作用但不會使其振動降低,所以需要避免共振,對共振進行分析。固有頻率的定義可以表示為:

式中,f為系統(tǒng)的固有頻率(Hz):w0為固有角頻率(rad/s):k為系統(tǒng)的剛度系數(shù)(N/m):m為系統(tǒng)的質(zhì)量(kg)。

1.2振動分析的有阻尼的多自由方程模型

振動分析可以分為單自由度、二自由度和多自由度系統(tǒng),而設(shè)備振動往往由幾階甚至十幾階的簡諧振動組成。但是,一般而言,低階頻率所占的比例相對較多,所以振動分析可以近似看作是有限的自由度系統(tǒng)。其振動分析的有阻尼的多自由方程可以表示為:

式中,[M]為系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣,且為n×n的對角矩陣,矩陣內(nèi)部的任意一個元素可以記為mij:[C]為系統(tǒng)的阻尼矩陣:[K]為系統(tǒng)的剛度矩陣,為n×n的對角矩陣,矩陣內(nèi)部的任意一個元素可以記為kij:(x)為廣義坐標(biāo)n階矩陣,矩陣內(nèi)部的任意

一個元素可以記為xij,(x·)和()分別為(x)的一階和二階導(dǎo)數(shù):(F(t))為外激勵力的n階矩陣,矩陣內(nèi)部的任意一個元素可以記為Fij。

1.3振動分析的有限元分析數(shù)學(xué)模型

連續(xù)性方程分析只適用于特定情況,比如桿件和梁等簡單的部件。連續(xù)性方程并不適合復(fù)雜的機械設(shè)備,所以工程應(yīng)用中多采用有限元分析的方法,對設(shè)備進行相關(guān)的振動分析。有限元中的振動分析主要采用矩陣分析的方法,將設(shè)備劃分成無數(shù)的網(wǎng)格[2],而網(wǎng)格的各個頂點就是分析的節(jié)點,將各個節(jié)點進行整合就可得到總體設(shè)備的矩陣方程,總體方程可以表示為:

式中,[M]為系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣:(x)為節(jié)點位移的未知量:(F)為節(jié)點載荷的已知量。

1.4振動分析的統(tǒng)計能量分析法

機動車結(jié)構(gòu)的有限元分析的通用方法是進行20階以內(nèi)的分析求解,因為20階以上的振動的模態(tài)分析將會導(dǎo)致模態(tài)分析的密集化,同時由于高階模態(tài)過于密集,所以也很難分辨出子結(jié)構(gòu)振動能量的來源。為了彌補高階模態(tài)分析存在的問題,提出了統(tǒng)計能量分析法,不同于模態(tài)分析法,統(tǒng)計能量分析法適用于高頻復(fù)雜的結(jié)構(gòu)動力學(xué)分析情況,二者互為補充。

2幾何模型的相關(guān)分析

2.1節(jié)氣門的模型建立

simulation是達索公司的一款力學(xué)分析軟件,具有靜力學(xué)分析、頻率分析和疲勞分析等分析模塊。本次分析將在simulation平臺上進行。當(dāng)模型建立之后,分析軟件會自動計算出質(zhì)量、體積、表面積、質(zhì)量中心、重心的分布、慣性主軸和慣性主矩的相關(guān)參數(shù)。而計算機計算出的這些參數(shù)是由模型的形狀和材料決定的,并不意味著模型越接近真實形狀,計算效果越好。為了簡化計算和網(wǎng)格劃分,通常需要將不必要的一些特征、結(jié)構(gòu)和相關(guān)零件等刪除后進行相關(guān)計算。

2.2幾何模型的網(wǎng)格劃分

任何結(jié)構(gòu)進行振動分析時,都需要提前進行離散化處理,振動分析的離散化處理是將需要分析的設(shè)備假想成連續(xù)的彈性體。通過離散化后,設(shè)備被劃分成多個網(wǎng)格,網(wǎng)格的頂點作為分析的節(jié)點。單元與單元之間的載荷傳遞只能通過節(jié)點之間相互傳遞,在計算完單元的節(jié)點之后進行相關(guān)的矩陣坐標(biāo)系變換,再將整體節(jié)點進行裝配后計算。為縮短計算時間,并得到高精度的結(jié)果,必須對網(wǎng)格的劃分加以重視,不然可能導(dǎo)致劃分的網(wǎng)格無法計算,或者計算的時間過長。

3節(jié)氣門的振動分析結(jié)果

汽車的節(jié)氣門屬于發(fā)動機的進氣系統(tǒng),節(jié)氣門就是一個可控制的閥門,通過調(diào)節(jié)節(jié)氣門的閥門,可以調(diào)節(jié)進入發(fā)動機的氣體流量。車輛的振動來源非常復(fù)雜,主要來自5個方面,分別是發(fā)動機和傳動系統(tǒng)、制動系統(tǒng)、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、懸架系統(tǒng)和車身與車架系統(tǒng)。本次研究的主要是發(fā)動機和傳動系統(tǒng)的振動對于節(jié)氣門的影響,因為節(jié)氣門與發(fā)動機是直接相連的,發(fā)動機系統(tǒng)的振動,直接決定了節(jié)氣門系統(tǒng)的外部激勵。來自發(fā)動機的振動主要是由于發(fā)動機內(nèi)的燃氣壓力和運動零件的運動不平衡造成的,其中由于曲軸的扭振帶來的影響也不可以忽略。同時,由于節(jié)氣門進氣前和進氣后的壓力不平衡,導(dǎo)致的節(jié)氣門振動也不可忽略。表1為節(jié)氣門殼體在不同模態(tài)下的固有頻率,車輛在設(shè)計時應(yīng)當(dāng)避免振動長時間處于殼體的固有頻率之下。

3.1節(jié)氣門殼體的模態(tài)分析

振動分析就是在激勵條件、系統(tǒng)特征和振動分析中,已知其中的兩個變量求第三個變量的過程。在振動分析過程中,除了其固有頻率是我們所關(guān)注的問題,還需要關(guān)注設(shè)備的模態(tài)形狀,通過觀察設(shè)備在相應(yīng)的頻率下的振幅情況,可以對設(shè)備的變形量和變形形式進行簡單評估,以便于設(shè)計和優(yōu)化進行相關(guān)部位。節(jié)氣門殼體的模態(tài)形態(tài)如圖1所示。

圖1節(jié)氣門殼體的模態(tài)形態(tài)

3.2節(jié)氣門閥門的模態(tài)分布

機動車的油門踏板是與節(jié)氣門閥門直接相關(guān)的,平時控制的油門其實并不是控制汽油的量,而是控制節(jié)氣門的閥門開度。當(dāng)踩下油門時,由于踏板是與節(jié)氣門的進氣帆板直接相連的,所以此時發(fā)動機會吸入一定量的氣體,進而可以調(diào)節(jié)發(fā)動機的運行。

振動導(dǎo)致的設(shè)備損壞與疲勞非常類似,疲勞分為高周疲勞和低周疲勞,其中按照其循環(huán)數(shù)的不同,以104次為分界點,在這個分界點以上的為高周疲勞,在這個分界點以下的為低周疲勞。而振動是在短時間內(nèi)當(dāng)激勵以某特定頻率作用于設(shè)備時導(dǎo)致的設(shè)備損壞。因為進氣量的不均勻也會導(dǎo)致節(jié)氣門的閥門受到一個不斷變化的力,所以需要對節(jié)氣門的固有頻率和其可能出現(xiàn)的變形形態(tài)進行一個大致評估。節(jié)氣門閥門的模態(tài)形態(tài)如圖2所示。

圖2 節(jié)氣門閥門的模態(tài)形態(tài)

4結(jié)論

(1)對燃油噴射系統(tǒng)的節(jié)氣門殼體、閥門的振幅和固有頻率分布情況進行了模擬仿真,得到了燃油噴射系統(tǒng)的節(jié)氣門的相關(guān)參數(shù),這對節(jié)氣門的外形設(shè)計和發(fā)動機振動頻率的選擇有指導(dǎo)作用。

(2)對燃油噴射系統(tǒng)的設(shè)計還需要進行節(jié)氣門的流體分析和車體的振動分析,但是由于篇幅問題在此不再贅述。同時,對于節(jié)氣門的電路也需要進一步分析。