通过上表可以看出，CAE分析和模态试验得到的动力总成主要模态结果比较接近，在允许的误差以内。所以，此模型具有可信性，可以用于强迫响应计算。当然，从分析和试验的结果也可以看出，本款发动机的整体弯曲模态偏低，有必要进行结构优化。
动力总成动力学分析
1. 整机台架振动试验
在半消声室中进行整机振动测试（见图4），其中，对多处重要的发动机及其外围部件表面位置安装了传感器。本实例选择了3处传感器位置进行分析，包括变速器支架端（三向传感器）、差速器底部（三向传感器）以及缸体群部中部（单向传感器）。传感器输出为速度信号。试验中测试了发动机在2 000r/min、4500r/min和5 500r/min共3个转速下的振动特性，其中，每个转速下分别对空载、半载和满载进行了测试。（图片）
图4 台架及部分传感安装
2. 动力学仿真分析
通过EXCITE Power Unit建立的动力学模型主要包括发动机零部件、零部件间连接和加载载荷信息。动力学模型为非线性系统，其中包括所有的线性零部件和部分非线性的零部件连接。
由于客观条件的限制，加载载荷只考虑了燃烧压力、主轴承载荷，而配气机构载荷、变速器载荷和活塞敲击没有考虑在内。另外，分析得到的结果为动力总成的表面速度，用于与试验结果进行对比。主轴承载荷和气缸爆发压力见图5、图6。（图片）
图5 主轴承载荷
（图片）
图6 气缸爆发压力
计算工况选择发动机满载工况，转速从2 000r/min到5500r/min，每500r/min 计算一次。
3．仿真结果与试验结果的比较
（1）变速器支架端振动结果比较
仿真和试验的1/3倍频程结果和Campbell如图7～9所示。
（图片）
图7 变速器支架端振动结果比较(2 000r/mim)
（图片）
图8 变速器支架端振动结果比较(5 500 r/mim)
（图片）
图9 变速器支架端振动结果比较-Campbell
从结果可以看出，X方向上：计算与试验结果都在4 000r/min以上出现宽频带的响应；500Hz以下的频率范围中，计算与试验同时反映出3.5和5.5谐次的振动响应，幅值接近105dB；250～500Hz范围内，计算和试验的幅值状态也一致；高速下，高频带700～800Hz反映出另一共振区域，但频率稍有差异。
Y 方向上：计算与试验结果都明确反映了2.5谐次的振动响应；4 500r/mim以上，计算与试验结果都明确反映出200～700Hz的宽频带响应，幅值大小也基本一致。
Z方向上：计算与试验结果都明确反映了2谐次和3.5谐次的振动响应；计算与试验结果都明确反映出，Z向振动以300以下的谐频响应为主，在220Hz附近受动力总成弯曲模态的影响，但无明显的共振现象发生。
（2）差速器底部振动结果比较
类似于变速器支架端振动结果的比较，进行差速器底部仿真和试验结果的比较，得到以下结论：各个转速下，除低频外，两者在整个分析频域下都比较接近；低频处的不协调可能是由于悬置橡胶参数的不准确造成的，需要对橡胶参数进行进一步测试。
（3）缸体群部中部振动结果比较
类似于变速器支架端振动结果的比较，进行缸体群部中部仿真和试验结果的比较可以看出：大部分分析频率范围内，试验和仿真结果比较接近。
结语
基于有限元及系统动力学耦合方法进行发动机振动分析，在一定程度上能够有效地、准确地预测发动机（包括变速器）本身的振动特性。在没有试验样机的情况下，能够使用该方法结合AVL-EXCITE和相应的有限元分析软件，对发动机的振动特性进行正确地预测和合理的优化工作。该方法可用于整机振级的判定、悬置位置选择及特性校验、振源及传递特性分析等。
7/10/2009
