动力吸振器dva振动固有特性测试与仿真分析

动力吸振器dva振动固有特性测试与仿真分析

0农业机械振动过近年来，随着世界农业机械技术的发展，减少农业机械的振动和噪声变得越来越重要。振动对于行驶中的农业机械无处不在,极易引起局部共振,而即使再优秀的设计者也无法预见所有有害的振动,并加以消除。同时,制造生产时的误差、理论仿真与实际使用环境不一致等因素,也导致生产出来的样车不可避免地出现局部振动过大的现象。动力吸振器在某一频率范围内具有很好的衰减振动能力,且具有结构简单、工作可靠、拆装方便和造价低廉等优点,因此能够广泛地应用于受迫振动的控制。1振动方程的建立动力吸振器的基本原理是通过在目标振动系统(即主振系统)上附加一个子结构(即DVA),适当选择动力吸振器的动力参数以及与主振系统的藕合关系,将动力吸振器的固有频率调谐到主振系统共振频率附近,从而改变主振系统的振动状态,在预期的频段上衰减主振系统的受迫振动响应,如图1所示。标准的动力吸振器模型由质量块附加弹簧元件和阻尼器构成。动力吸振器的安装附加了主振系统自由度(m2,k2,c2),主振系统响应曲线的共振峰将由一变二。附加动力吸振器之后的二自由度系统振动方程为{m1x˝1+c1x´1+c2(x´1-x´2)+k1x1+k2(x1-x2)=f(t)m2x˝2+c2(x´2-x´1)+k2(x2-x1)=0式中m1,m2—主振系统和动力吸振器的质量;k1,k2—主振系统和动力吸振器的联接刚度;c1,c2—主振系统和动力吸振器的阻尼系数;x1,x2—主振系统和动力吸振器的位移。将振动方程进行无量纲化处理,引入如下参数:1)主振系统的固有频率,ω1=√k1/m1;2)动力吸振器的固有频率,ω2=√k2/m2;3)质量比,μ=m2/m1;4)固有频率比,ν=ω2/ω1;5)主振系统的阻尼比,ξ1=c12m1ω1;6)动力吸振器的阻尼比,ξ2=c22m2ω2;7)激振频率比,λ=ω/ω1,ω为激振频率。传递函数(即频响函数)为G(S)=|x1f0/k1|=√(ν2-λ2)2+(2ξ2νλ)2[(1-λ2)(ν2-λ2)-μν2λ2-4ξ1ξ2νλ2]2+(2λ)2{(ν2-λ2)ξ1+[1-(1+μ)λ2]ξ2ν}2优化的目标是使得G(S)取得最小值,即振幅扩大系数取得最小。利用不动点理论(Fix-pointMethod)和微扰理论(PerturbationMethod),可以推导出自变量为μ的动力吸振器最优固有频率比ν和最优动力吸振器阻尼比ξ2的二阶级数解表达式,并且对于实际应用中常见的小阻尼主振系统(ξ1<0.15),级数解的精度足以满足要求。2车辆结构的左右对称本文讨论的前悬架是双横臂式独立悬架结构,由于其结构左右对称,故本文仅考虑前悬架左侧部分(以车辆的前进方向为正向)。该前悬架上控制臂存在严重的振动变形问题。2.1上控制臂振动分析针对某农机前悬架上控制臂严重变形问题,首先基于有限元软件Hyperworks建立前悬架上控制臂的有限元模型,并进行模态计算分析。上控制臂自由状态下一阶固有频率是327Hz,其振型为一阶垂向弯曲振动。上控制臂一阶垂向弯曲振动能量分布显示:上控制臂前臂受振动的影响要大于后臂;前臂的中部是上控制臂存在振动问题的位置。2.2加速度自功率谱密度关系根据农村道路实际情况,农用机械多是以中低车速行驶,因而本试验选择的工况是试验农机在B级路面上以60km/h的速度匀速行驶。基于有限元分析的结果,选择上控制臂前臂的中部为测量点。图2为测量点的Z向(垂向)加速度自功率谱曲线,其结果与前面有限元的分析结果相一致。这说明,上控制臂的有限元分析结果是真实可靠的,上控制臂前臂中部受振动的影响最大,是上控制臂存在振动问题部位,且振动响应峰值在频率327Hz左右。同时,测得发动机后悬置垂向加速度功率谱密度曲线,如图3所示。在频率327Hz处存在明显的振动峰值,与前悬架上控制臂的固有频率非常接近。综上所述,可以得出结论:该农机发动机后悬置垂向(Z向)振动与上控制臂一阶垂向弯曲频率接近;在行驶过程中极易形成共振,致使前悬架上控制臂中部存在较大的振动变形,降低了上控制臂的疲劳强度;当农业机械长时间工作后,前悬架上控制臂就常会出现较为严重的振动变形问题。3参数动态吸振器的设计3.1等效刚度因素最佳位置选择的原则是用较小的质量,使得主振系统的最大振幅扩大系数最小。确定动力吸振器安装位置时,还要考虑安装空间限制和安装位置连接点的等效刚度因素。根据动力吸振器安装位置的不同,动力吸振可以分为激振源吸振和振动体吸振。对于振动体吸振,根据工程经验,动力吸振器的安装位置一般选择接近系统或者部件的振动响应的最大幅值处。当动力吸振器的固有频率调整到接近主振系统的固有频率时,主振系统的振动幅值将变小,动力吸振器的弹簧将施加反方向的力,使得传递到主振系统上的力变小。综合以上原则,本文选择在前悬架的左上控制臂前臂中部处安装动力吸振器。3.2前悬架动力振动力系统模态分析本次模态试验采用锤击法,信号采集设备选用LMSTsetLab前端设备。将前悬架置于低压充气轮胎上,采用低频压电晶体加速度传感器传递信号,选择拟定的动力吸振器安装点为激励点,以橡胶为锤头材料,选用单点激振、多点拾振的激振方式。根据原点频响函数得到峰值频率附近的频响函数曲线。经模态分析识别,得出如图4所示的峰值频率327Hz对应着前悬架上控制臂的一阶垂向弯曲弹性模态,其相应的阻尼比为0.03,振动幅值为42.7mm/s。利用峰值频率附近的原点频响函数曲线,通过Matlab程序进行模态拟合,得到与模态试验测得的频响函数等效的单自由度系统频响函数,并得到主系统的等效质量、等效刚度以及阻尼比等参数。3.3动力吸振器安装量以前悬架上控制臂为主振系统,调谐高频327Hz的振幅过大,选取的动力吸振器的质量为0.23kg,则质量比为m/M=0.261。代入Matlab程序进行优化计算,优化后的动力吸振器参数为:固有频率fa1/Hz:253.7质量Ma1/kg:0.23阻尼系数Ce1/N·(m/s)-1:207.092刚度Ke1/N·m-1:584587调谐比p/:0.776安装动力吸振器之后,原来的单自由度系统变为两自由度系统,相应的单一峰值变成现在的两个峰值。与主系统相比较,动力吸振器的刚度降低,阻尼比变大,即动力吸振器要比主系统“软”。动力吸振器能够起明显减振作用的频率范围是(0.9～1.05)×327Hz=294.3～343.4Hz。在共振频率327Hz处,振幅放大系数由16.12减小为2.56,减振效果明显。这说明,动力吸振器对上控制臂垂向一阶垂向弯曲共振有较好的抑制作用。4动力吸振器安装对前悬架的影响根据所设计的动力吸振器优化参数,建立有限元模型,并进行模态计算分析。振型结果附加动力吸振器后上控制臂自由状态下一阶固有频率是282Hz,其振型仍为一阶垂向弯曲振动,并且上控制臂前臂中部的变形明显减小。能量分布结果如图5所示。附加动力吸振器后,上控制臂一阶垂向弯曲振动能量分布显现出较大的变化,前臂中部的振动明显得到衰减,而动力吸振器的振动则较为剧烈。根据动力吸振器的各个优化参数,通过相关材料特性表选择弹性材料制成动力吸振器的实物样件。将实物样件通过螺栓联接安装在被试农业机械前悬架的上控制臂前臂中部处。对安装动力吸振器后的整车进行道路试验,工况选择仍是试验农业机械在B级路面上以60km/h的速度匀速行驶。同时选择了3个测点,即上控制臂前臂连接点、上控制臂后臂连接点以及动力吸振器安装位置点。图6为安装动力吸振器前后上控制臂3个测点处的垂直方向加速度功率谱密度曲线。其中,实线是动力吸振器安装前的加速度功率谱密度曲线,虚线是动力吸振器安装后的加速度功率谱密度曲线。对比两曲线可以看出,动力吸振器的安装使得前悬架上控制臂的3个测点在327Hz位置的峰值都有所降低,特别是振动响应非常大的前臂动力吸振器安装位置处的峰值显著降低。这说明,所设计的动力吸振器能够有效地控制前悬架上控制臂的一阶垂向弯曲共振,从实际上改善该车前悬架上控制臂严重的振动变形情况。5动力吸振器设计1)阐述了动力吸振器(DVA)控制系统振动的基本原理,同时介绍了一种优化参数动力吸振器的设计方法。2)应用模态识别技术对上控制臂结构的振动固有特性进行了测