重庆理工大学
硕士学位论文
基于试验的摩托车振动传递路径分析
姓名：徐磊
申请学位级别：硕士
专业：车辆工程
指导教师：陈旭
2011-05-24
摘要
乘坐舒适性是评价车辆的重要指标，随着消费者对摩托车舒适性要求的不断提高，摩托车的振动问题已经成为国内摩托车企业在新产品开发过程中的重要研究课题。传递路径分析（TPA， Transform Path Analysis）方法是近些年兴起的一种分析车辆振动噪声的方法，它从振动能量贡献量的角度来分析振动问题，能够直观的反应振动能量在传递路径上的传递情况，从而能让设计者进行有的放矢的设计修改。传递路径分析法可以在新产品的开发过程中节省大量的人力物力，缩短开发周期，必将受到广泛的重视与应用。本文针对摩托车在怠速低转速工况下摩托车前部振动剧烈的问题，以传递路径分析为主，有限元分析和模态分析相结合的方法对摩托车的振动特性进行研究。
通过对样车的主观评估知道某125踏板摩托车在怠速低转速工况下摩托车前部振动严重，对摩托车进行振动测试，摩托车的振动情况与主观评估相符。对摩托车发动机进行振动测试试验，排除低转速下摩托车的振动是由发动机共振引起的可能性，从传递机构上对其研究。根据传递路径分析理论，对摩托车进行测点布置，建立三个目标点相同传递路径不同的振动传递路径分析模型，通过实验测试获取传递路径，根据传递路径分析的原则计算耦合激励力，对三个模型进行计算、分析、对比，对比结果表明模型三建立的比较好，对模型三进行振动贡献量分析，发现摩托车后摇尾架对目标点的振动贡献量最大，摩托车前部振动厉害是由摩托车后摇尾架引起。通过对摩托车车架和整车模态分析，发现摩托车后摇尾架与摩托车后视镜、把手等存在相同的频率，摇尾架是离发动机最近的一个传递结构，激励能量通过摇尾架之后，激起摇尾架的共振，将激励能量放大，然后通过车架主体传递到摩托车车前部，所以摩托车前部的共振是由摩托车后摇尾架引起，从另一个角度验证了传递路径分析的结果。
总之，本文对传递路径分析法的理论，特别是传递函数综合、耦合激励力的计算进行了深入研究，并将传递路径分析分析法应用于某摩托车产品开发过程中，通过整车建模、传递函数获取、耦合激励力计算、模型分析对比、贡献量计算分析等步骤详细叙述了分析过程。并用不同的振动分析方法——模态分析法对同一对象进行研究，将分析结果对比验证。对汽车摩托车企业的新产品开发研究有一定的工程借鉴意义。
关键词：振动传递路径，耦合激励力，传递函数，振动贡献量，整车模态
Abstract
Evaluation of comfort is an important indicator of the vehicle. As consumer requirements on motorcycle comfort continue to increase, vibration problem has become an important research topic in new product development process of enterprises. Transfer path analysis (TPA, Transform Path Analysis) method is a method of vehicle vibration noise analysis rising in recent years. Transfer path analysis method analyzes vibration problems from the angle of the vibration energy contribution, which can directly reflect the energy delivery on the delivery path, so that designer’s focused design modifications can be made. Through transfer path analysis method in new product development process, you can save a lot of human and material resources, and shorten the development cycle. It will receive broad attention and application. This article study the vibration character mainly by transfer path analysis method combining with finite element analysis and modal analysis method，when motorcycle in low speed idle condition.
Through the subjective evaluation of sample motor we can know some 125 motorcycle’s vibration problems at the front are serious in low speed idle condition. Motorcycle vibration conditions in vibration test are consistent with the subjective assessment. Vibration testing of motorcycle engines excludes the possibility that motorcycle vibration at low speed is caused by the resonance of the engine. So we do research on transmission mechanism. According to the theory of transfer path analysis, layout measuring points on motorcycle, build three vibration transfer path analysis with same target points and different transfer path, achieve the transfer path by testing，calculate bonding force through the principle of transfer path analysis method. calculate、analyze and compare the three models, the results indicate that the third model is established well. We can find that the vibration contribute most to the target point, vibration of front badly is caused by the back rocker tailstock. Through the model analysis of motorcycle frame and the entire car, we can discover that motorcycle back rocker tailstock, motorcycle rear view mirrors and handles are on the same frequency. The rocker tailstock is the closest transmission mechanism to the engine; after the excitation energy through the rocker tailstock, stir the rocker tailstock resonance, encourage energy amplification, and then passed to the front of motorcycle through main frame, so vibration resonance of front badly is caused by the back rocker tailstock. It tests and verifies the consequence of transfer path analysis method.
In short, I studied further on transfer path analysis method in theory, in particular calculating transfer function integrated and coupling excitation force. And apply it to the product development process. I demonstrated the analyzing process in particular through the following steps, including modeling, achieving transfer function, calculating coupling excitation, comparing the analysis of model, and analyzing the contribution. With different vibration analysis method of modal analysis method, the study of the same object and analysis comparison and validation of the results is done, which is of a certain degree of engineering significance for auto and motorcycle enterprises research and development of new products.
Key Words：vibration transfer path, path bonding force, transfer function, vibration contribution amount, whole car model state
学位论文原创性声明及使用授权声明
重庆理工大学
学位论文原创性声明
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1 绪论
1.1 研究背景及目的意义
1.1.1 研究背景
中国摩托车工业经过半世纪的风雨沧桑，已经成为全球最大的摩托车生产国和消费国，摩托车产量已连续15年位居全球之首。摩托车产业作为国民经济的重要组成部分，年产值大约占国民生产总值的1%，在生产企业集中的重庆、广东江门等地区，摩托车产业已经成为该地的支柱产业。在中国，摩托车现在已经成为老百姓中低收入人群的最主要交通工具，摩托车工业为我国农民脱贫致富做出了巨大贡献，预计未来中国农村市场的需求将继续持续发展。经过多年的发展，中国摩托车出口量一直呈现逐年增长的趋势，到2009年，摩托车出口量已突破1 000万辆的，出口到世界195个国家和地区，出口量占总销量的比重已达46.36%，根据年度分析报告预计，这个比重也会逐年缓慢增长，摩托车工业已经成为了一个带动全行业发展的重要组成部分[1]。
但是从摩托车出口行业报告分析来看，出口的摩托车主要还是以中小摩托车为主，产品结构单一，技术含量不高；而我国摩托车产业对低排放、高性能、高技术含量、高附加值的大排量摩托车的自主研发的能力又明显不足，这也是造成中国摩托车产品出口获利微薄，市场常被其他国家和地区抢占的一个重要原因。现在我国农村居民的收入都有一定的增长，购买能力得到了提升，从而推动了农村摩托车市场的平稳发展，有些比较富裕的农村的市场消费还实现了由过去单一的代步工具到代步运输休闲娱乐型并存。随着摩托车市场的成熟消费者对质量也提出了更高的要求，同时对摩托车品牌、性价比、耐用性提出了更加苛刻的要求。
1.1.2 研究目的与意义
摩托车的行驶安全性、舒适性、动力性、燃油经济性等已成为摩托车的重要商品特性因素，振动特性是摩托车乘坐舒适性的主要因素之一，也是摩托车研发过程中的主要难题之一。摩托车行驶过程中所产生的振动和冲击会干扰、妨碍人的动作，精力难以集中，使人感到疲劳，如果振动强度足够大甚至会损害人体健康；振动还会影响到摩托车及摩托车部件的强度和耐久性以及电器装置的可靠性，并产生振动噪声；而且也影响到摩托车的燃油经济性和效率。我国对摩托车的基础理论与试验研究相对于汽车要薄弱得多，对摩托车的振动特性、乘骑舒适性的研究相对更少。目前，国产摩托车的设计水平大都还停留在测绘仿制、静强度校核设计阶段，摩托
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车的复杂程度虽赶不上汽车，但却也是一个非常复杂的系统，运动过程中会受到各种变化载荷的作用，使得静态设计的产品很难满足产品在使用时的动态特性要求。因此有必要对摩托车的动态特性进行研究，找出摩托车的结构设计中存在的问题，进行优化设计改进，改善摩托车的振动与乘坐舒适性，从而提高摩托车的整体性能，来满足市场对摩托车性能提出的更高要求。
本课题的研究目的意义如下：一是探索如何结合试验测试技术和计算机仿真模拟技术的各自优点，实现摩托车产品开发过程中的设计、试验和分析的高效进行；二是将新兴起的一种振动噪声分析方法（传递路径分析法，TPA， Transform Path Analysis）用于摩托车产品开发过程中，研究其理论方法与实际应用；三是用不同的振动分析方法对同一对象进行研究，并将分析结果进行对比验证。利用某摩托车企业新研发的某款摩托车作为具体研究对象，结合试验测试技术与计算机模拟仿真技术对此摩托车进行振动特性分析，以提高摩托车的舒适性为目的，为摩托车的优化改进指出明确的方向。
1.2 国内外研究现状
目前，对振动噪声的研究主要有以测试为主的试验研究和以计算机模拟计算为主的CAD/CAE分析两个方面。基于试验测试研究的方法数据结果直观，能很好的反映被研究对象的本质特性，但是其在优化控制上存在不足；而基于以计算机模拟的数值计算方法，便于对研究对象结果进行修改、预测和优化，能够节约成本，但常因模型简化处理及边界条件设定不足而不能准确的反映结构的实质特征。将两方法结合能够更好的对对象进行研究。
近些年来，国内外的学者对汽车、摩托车等车辆的振动方面做了大量的研究工作，也取得了很多突破性的成果。从对车辆振动特性的研究方法来看，主要有有限元法（FEM）、传递路径分析法（TPA）、模态分析与综合。
1.2.1 有限元法
车辆结构复杂，零部件众多，且多为不规则形状，任何连续的解析方法对车辆总体及其大部分零部件的振动分析都很难发挥作用，只有利用离散和数值模拟方法求解才能奏效，有限元法是用有限单元将结构弹性域离散化，将求解域看成是由许多有限元的小的互连子域组成，根据力学方程可得到联立代数方程式，通过求解代数方程式得到弹性体的振动。有限元法需将结构用有限单元离散化，结构划分的单元数愈多，自由度也就愈多，计算精度也就愈高，但计算时间也愈长。有限元方法非常适合低频结构振动模拟和分析。有限元分析法在车辆方面的应用有：车辆零
1 绪论
部件的有限元分析，车身、车架的有限元分析，车辆悬架结构的有限元分析，轮胎的有限元分析，车辆结构有限元优化设计等。
1.2.2 模态分析与综合
模态是机械结构的固有振动特性，每一个模态具有特定的固有频率、阻尼比和模态振型。振动模态是弹性结构的固有的、整体的特性。模态分析包括理论模态分析、试验模态分析与参数识别以及模态综合。
理论模态分析将给出系统物理参数、模态参数和频响函数的关系，常常与有限元法相结合。试验模态分析与参数识别是同时测量结构的输入与输出信号而得到结构的频响函数，将其作为桥梁可进一步识别模态参数和系统参数。如果通过模态分析方法搞清楚了结构对象在某一易受影响的频率范围内各阶主要模态的特性，就可能预言结构在此频段内在外部或内部各种振源作用下实际振动响应[3]。
模态综合方法首先将一个复杂结构分为若干个子结构（或部件），然后对每个子结构进行模态分析得到子结构的动力特性，然后根据子结构之间的联结条件，利用子结构的模态特性和模态坐标建立起来的联结方法，将已经获得的子结构的模态动力特性进行综合，从而得到原整体结构的模态特性。
1.2.3 传递路径分析法
传递路径分析法研究的是系统的传递特性。对于一个系统来说，当它受到一个激励后就必然产生一个响应，表征系统这种激励－响应关系特性的就是系统的传递函数。复杂系统会受多种振动噪声源的激励，每种激励都有可能通过不同的路径，经过衰减而传递到多个响应点。通常通过试验来掌握系统的传递特性，当系统处于不同的激励状态时，就可以通过激励和系统传递函数的乘积来得到系统的响应。
传递路径分析法的意义不仅在于预测系统响应，更重要的是，当系统振动和噪声响应超过标准时，工程研究人员能够找出关键的传递路径，从而可以有的放矢地对研究对象改进设计、修改。对于一种特定现有车型，当建立起了整车的传递路径分析模型，它会对新车型的研发、设计有指导性的作用。对于需要减振降噪的车型，还可将传递路径分析法与数值计算法相结合，将计算得到的新结构特性函数代入到所建模型中，就可以通过预测到的系统响应来识别结构修改的好坏。传递路径分析方法可以与有限元法，模态分析法等方法很好的结合，对研究对象进行特性分析与优化设计[2]。
传递路径分析相对于其他振动噪声分析方法起步较晚，国际上正在兴起且还在不断发展。在欧美汽车工业中，比利时LMS的TPA传递路径分析软件比较成熟、
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应用比较普遍。在LMS的官方网站也可以查阅到应用TPA传递路径分析软件成功解决实际的振动噪声问题案例。国内正处于摸索起步阶段，相关的文献也比较少。
吉林大学赵彤航博士研究了多点激励振动源在结构上的振动传递理论，利用传递路径分析法较完整地分析了车内振动噪声的传递路径，建立了车内振动噪声传递模型，得出车内噪声的贡献量较大的传递路径，并对主要的传递路径进行优化，降低了主要噪声传递路径的传递贡献[3]。
同济大学新能源汽车工程中心郭荣等使用传递路径分析法对燃料电池轿车车内噪声的传递路径进行了分析研究，通过燃料电池轿车怠速工况下车内噪声的传递路径测试试验，测量并计算得出传递函数，最后通过路径贡献分析识别得出主要传递路径。
长安汽车工程研究院李传兵基于传递路径分析方法并使用 LMS 公司的相关软件，对开发中的某车型的车内轰鸣噪声问题进行了分析，找出了对车内轰鸣声贡献最大的传递路径，并通过有针对性地结构改进，有效地消除了该转速下的轰鸣声问题。
国内的高校和研究机构对传递路径分析方法的研究应用还处于摸索前进阶段，相关文献相对也比较少。传递路径分析的方法在车辆的NVH性能（即噪声Noise，振动Vibration，舒适性Harshness）研究方面有很大的优点，但由于其起步晚等原因在企业还未能得到广泛的推广和应用。所以有必要对传递路径分析方法的理论与应用进行深入研究，这对缩小与国外技术层面上的差距，提高我国汽车、摩托车产品品质有重要的现实意义。
在研究车辆的振动特性时，较少单纯的运用一种方法来研究分析，通常综合运用几种分析方法共同对系统进行研究。这样更能全面的了解研究对象的结构特性，从而可以进行有的放矢的设计、修改。
1.3 本文的研究内容和技术路线
1.3.1 研究内容
本文针对某型125ml踏板摩托车进行振动特性研究，主要研究内容如下：
首先通过传递路径分析理论的研究，建立目标点相同传递路径不同的振动传递路径分析模型，通过试验计算相结合的方法得到所需的两个参数，即传递函数和激励耦合力，对三个不同的TPA模型进行计算分析，对比三个不同模型的计算结果，最后对最优的TPA模型进行振动贡献量的分析，找出对目标点振动贡献量大的传递路径。最后基于试验模态的方法，分析整车的振动频率，研究振动贡献量大的传递
1 绪论
路径与目标点处频率的关系，验证传递路径分析的结果。
1.3.2 研究的技术路线
试验一：通过对摩托车的振动测试试验，从客观上来分析摩托车样车振动的实际情况，得到目标点的振动加速度信号与发动机转速的关系曲线。
试验二：对摩托车发动机进行振动测试试验，确认摩托车怠速工况下振动严重的原因是不是由发动机的振动共振引起。
试验三：由前面试验知道，摩托车怠速共振严重不是因发动机共振引起，对其振动的传递路径进行试验分析，建立不同的振动传递路径分析模型，通过试验获取的振动信号和传递函数进行耦合力计算，对不同的模型计算，对比分析不同模型的计算结果，最终找出振动贡献量大的传递路径。
试验四：对整车进行模态分析，得到振动贡献量大的传递路径的频率与目标点的频率的关系，验证试验的结果。
具体技术路线如图1.1所示：
图1.1 技术路线
2 传递路径分析基本理论
当复杂系统受多种振动噪声源的激励时，每种激励都有可能通过多条不同的路径，经过衰减，然后传递到多个响应点。为了能够有效地降低系统的振动噪声，就需要对各种传递路径进行预测和分析，计算分析时通常采用矢量叠加法，所以传递路径分析方法也常被称为矢量叠加法。
在测试分析系统振动噪声的工作中，概率统计分析和谱分析应用的比较多，但它们都具有一个共同的缺点，就是要求对比试验的条件以及工况完全相同，否则将无法进行对比分析。另外，这样的试验工况十分复杂，要求处理的数据庞大，工作量也就非常大，而且这些数据又很难用简单的图表来全面地说明问题。然而传递特性的分析则能够很好地解决上面提及的问题，其分析结果也具有较好的可比性，一般仅需选择一种工况进行试验即可得到满意的结果。由于传递路径分析具有这一突出的优点，所以普遍适用实际工程问题的解决，从而得到迅速的发展[3]。图2.1是汽车噪声传递路径分析示例。
图2.1 噪声传递路径分析示意图
2.1 系统响应
传递路径分析的目的是确定或者找出一个系统的振动或者噪声源经过一个或若干个传递路径到目标点的最主要传递路径。如果系统是互异性的，多个振动噪声源可以看一个振动噪声源和一些传递构件，从工程实际的角度说，也就是所有的测试信号与一个振动噪声源有关，那么只对这一个振动噪声源进行考虑分析。
假设某一汽车受m个激励力的作用，每一个激励力都有空间x，y，z三个方向的分量（分别用k=1，2，3表示），每一个激励力分量都对应着n个特定的传递路
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径，那么这个激励力分量和对应的某个传递路径就会产生一个系统响应分量。以车内某目标点的振动作为系统响应，这个振动分量可以表示为：
)()(ωωnk mnk mnk F H P ?= (2.1)
其中，mnk H 是传递函数，nk F 是激励力的频谱。
车内某目标点受到某个激励力作用，传递过来的所有振动成分之和可表示为：
)()(3
N 1
k 1n 3
,1
k 1ωωnk mnk N n mnk m F H p P ?=
=
∑
∑
====，，， (2.2)
车内噪声受到所有激振力作用，传递过来的所有声压成分之和可表示为：
∑=m
m p P (2.3)
在式(2.1)中，如果激励力直接作用在车身，那么所对应的传递函数就是车身的传递函数；如果激励力直接作用在车轴上，那么所对应的传递函数就是从车轴到车身，再到车内声场的传递函数，传递路径分析过程中首先需要明确所需分析的激励点，这需根据问题的不同性质而定。例如车身问题只需要考虑底盘与车身耦合处的力激励；整车问题就需要考虑车轴处、空气压缩机悬置减振器、发动机悬置减振器处，甚至活塞和气缸缸壁之间的力激励。明确所需分析系统的耦合点后，下一步就需要计算各种耦合激励力和获取各种传递函数[3]。
2.2 耦合激励力
一个复杂系统如汽车或摩托车在不相同的工作状态下所受的激励力也是不同的。假设该系统工作状态已给定，耦合激励力可以通过直接测量得到（直接测量是指在所需求的系统耦合力处附加力传感器。），也可以通过间接测量得到。在实际操作中过程，通常用事先标定过的弹簧力减振器来代替力传感器。耦合激励力用直接测量得到的弹簧相对位移nk X 来表示：
()ωnk nk X K F Δ?≈ （2.4）
式中，K 是事先标定过的弹簧减振器的动态刚度。
通过力传感器直接测量耦合激励力在实际操作过程中会遇到很多的问题。首先，力传感器的尺寸大小和安装条件会受到限制；其次，还要考虑如何能够保证嵌入的弹簧力传感器不改变耦合处的实际工作状态（如预应力），同时还需要考虑如何保证弹簧减振器相对位移的测量精度[4]。
2 传递路径分析基本理论
间接测量法不需要嵌入的弹簧力传感器，这在一定程度上能够避免直接测量法的不足。间接测量方法是测量局部耦合系统的响应，复合动态刚度法和矩阵变换法常用到的两种间接测量方法
复合动态刚度法：系统的主动方和被动方都是由刚性连接件或者弹性连接件连接，耦合件在主动方和被动方两侧都会产生位移，两方位移叠加或抵消最终产生耦合处的动态位移。通过使用特定的试验台，恰当的预载荷、温度以及振幅（或频率）可以测量耦合系统的动态刚度。通过复合动态刚度乘以动态位移就可以得到耦合激励力，包括幅度和相位。
()()()()[]ωωωωis ir i x x K f ??= （2.5）
其中：
()ωK ：复合动态刚度，
()ωir x ：耦合件与被动方在传递路径上的动态位移，
()ωis x ：耦合件与主动方在传递路径上的动态位移。
采用该方法时，测量悬置处上下支点的实际位移是很重要的，因为位移经常是
通过测量加速度来得到。测量时尽可能将加速度传感器安放在靠近悬置的点，实际上由于空间限制，这样布置起传感器来可能有难度，但是，如果传感器布置的离悬置点比较远的话，得到的加速度信号将不能反映较高频率特征。通常，分析时忽略转动或转矩影响，只考虑直线位移。悬置刚度矩阵除了可以以力/位移的形式表示外，也可以用力/速度或力/加速度的形式表示[6]。
当系统的连接方式为刚性连接时，耦合处在主动端与被动端的相对位移都比较小，从而耦合处的动态位移也较小，试验测得到的位移值与实际可能相差较大，产生较大误差，最终导致计算得到的耦合激励力的误差也会比较大，所以复合动态刚度法适应于弹性连接，当系统连接的刚度较大时不宜采用。
矩阵变换法：当系统连接的刚度较大时采用复合动态刚度法会产生较大误差，而矩阵变换是一种求解耦合激励力非常有效的方法。
对于一个线性系统，当受到激励必定会产生响应，如图所示，假设系统受到激励力1F 和2F 时，系统存在响应3X 和4X 。
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图2.2 系统的激励与响应
那么，
()223113213,F T F T F F f x +== (2.6)
()224114214,F T F T F F f x +== (2.7)
即：
??
?
?????????=??????212414
231343F F T T T T x x (2.8) 从而：
??
?
?????????=???????431
2414
2313
21x x T T T T F F (2.9) 当系统的激励力为1F 、2F 、3F ……n F ，系统响应为1X 、2X 、3X ……m X 时，
存在：
1
3211
32
1
3333231
223222111312
111321.................................×?××???
??
????
????????????
?????????????=??
?
??
?????????????n m n m mn m m m n n n n n X X X X T T T T T T T T T T T T T T T T F F F F (2.10)
由以上转置矩阵原理公式可知：只需测量力／加速度传递函数（也称为表观质量），再结合实际测量得到的振动加速度，就可以计算出耦合激励力的近似值。
2.3传递函数综合
与激励力相对应的传递函数函数可以通过试验测量得到，也可以通过数值解析
2 传递路径分析基本理论
计算得到。试验直接测量传递函数一般要断开耦合系统，在耦合点用激振器激励，测量系统响应。另外一种测量方法是利用线性系统的互逆性。在响应点激励，然后测量耦合点的响应[3]
。
图2.3 系统A 耦合力分析示意图
假设系统A 的振动速度响应A V 与导纳响应函数A H 和激励力A F 可以通过矩阵表示为：
{}[]{}A
A
A
F H V = (2.11)
考虑到系统A 与其他系统耦合，为分析方便把系统A 的响应函数矩阵进行划分：一部分是系统A “直接激励——响应”自由度，用R 表示，另一部分是“耦合激励——响应”自由度，用S 表示。
[][]
[][][]?
?
????=SS A SR A RS A RR A A H H H H H (2.12) 式（2.11）可以展开为：
{}{}[][][][]{}{}?
??
????????
??=??????S A R A SS A SR
A RS A RR A R A F F H H H H V S A V (2.13) 同理，可以写出另一个与系统A 耦合的系统
B 的矩阵式：
{}[]{}B B B F H V = (2.14)
或
{
}{}[][][][]{}{}?
??
??????????=??????T B S B TT B TS
B ST B SS B T B S B F F H H H H V V (2.15)
其中，系统B 响应函数矩阵同理划分耦合激励——响应自由度，用S 表示；直接激励——响应自由度，用T 表示。
当把系统A 和B 作为一个新的耦合系统C 一起考虑时，耦合系统C 的矩阵可写成如下形式：
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{}[]{}C C C F H V = (2.16)
或
{}{}{}[][][][][][][][][]{}{}{}??
???
????????????????=??????????T C R C S C TT C TS C TR C ST C SS C SR C RT C RS C RR C T C S C R C F F F H H H H H H H H H V V V (2.17) 对于刚性耦合系统，利用耦合点速度连续性和力平衡条件可以推出耦合系统C 的响应函数矩阵与系统A 和B 的响应函数矩阵的关系如下：
[][][][][][][][][][][][][][][][][][][][][][][]T TS B SS A RS A SS B SS A TS B SS A RS A TT B SS A SR A RS A RR A TT C TS C TR
C ST C SS C SR C RT C RS C RR
C H H H H H H H H H H H H H H H H H H H H H H ????
????
???+?
?
???
??????????
??
?
????=????????
???10000 (2.18) 对于柔性耦合系统，耦合点速度连续性不再连续，但是相对位移乘以耦合刚度S K 等于耦合力。这个边界条件加上力平衡条件可以推出耦合系统C 传递函数矩阵与系统A 一侧的表达式：
[][][][][][][][][][][][][][][][][][][][][][][][]T
TS B SS A RS A S SS B SS A TS B SS A RS A TT B SS A SR A RS A RR A TT C TS C TR
C ST C SS C SR C RT C RS C RR
C H H H K j H H H H H H H H H H H H H H H H H H H ?
????
??
????++??????????????
???
?
????=????????
????11
0000ω (2.19) 其中，[]S K 是柔性耦合刚度矩阵。对应于x ，y ，z 方向的位移，[]S K 可以表示为：
[][][]????
?
?
?
?????=××33331000
0000000
0S S K K K L L (2.20) 这里，假设各个柔性耦合子系统（如发动机的多点悬置减振器）相互之间不存在耦合，而且每个对角线上的非零子矩阵为：
2 传递路径分析基本理论
[]????
?
?????=Z ZY ZX YZ Y YX
XZ XY X
K K K K K K K K K K (2.21) 在通常情况下，[]S K 矩阵有减振器试验台测量得到。在特殊情况下，上面非零子矩阵的非对角元素（同一减振器不同方向上的耦合刚度）等于零，[]S K 则成为完全对角矩阵。
柔性耦合系统的耦合力为：
{}[]{}[]{}{})(B A S S S S x x K x K f ?== (2.22)
与柔性耦合情况不同，柔性耦合系统C 的传递函数矩阵与系统B 一侧的表示式和耦合系统C 的传递函数矩阵与系统A 一侧的表示式是不一样的。柔性耦合系统C 的传递函数矩阵与系统B 一侧的表示式为：
[][][][][][][][][][][][][][][][][][][][][][][][]T
110000
????
????
???++?
?
???
??????????
???
????=????????
????TS B SS B RS A S SS B SS A TS B SS B RS A TT B TS B ST B SS B RR A TT C TS C TR
C ST C SS C SR C RT C RS C RR
C H H H K j H H H H H H H H H H H H H H H H H H H ω (2.23) 注意到刚性耦合系统与柔性耦合系统的唯一区别在于逆阵项中的刚度矩阵
[]S K 。如果耦合刚度趋于无穷大，则该项消失，柔性耦合系统与刚性耦合系统的表
达式一样。
如果耦合系统C 中激励力（i ）和响应点（j ）都在子系统B 中，那么耦合系统C 的传递函数矩阵可以表达为：
[]}{Sj B iS B Bij Cij S H H H += (2.24)
其中，等式右边第一项受子系统B 直接影响，第二项受耦合力影响。 与前面的矩阵推导相应，式（2.24）亦可用耦合矩阵表示为： [][][][](
)
[]Sj B S SS B SS A iS B Bij Cij H K j H H H H H 1
1??++?=ω (2.25)
耦合力传递比矢量为：
{}{}[][][]
()
[]Sj B S SS B SS A Sj A Sj B H K j H H S S 1
1??++?=?=ω (2.26)
重庆理工大学硕士学位论文
如果耦合系统C 中激励力（i ）和响应点（j ）都在子系统A 中，那么耦合系统C 的传递函数矩阵可以表达为：
[]}{Sj
A
iS A Cij S H H = (2.27)
其中，等式右边只受耦合力作用影响的一项。
与前面的矩阵推导相应，式（2.27）亦可用耦合矩阵表示为：
[][][][]
(
)
[]Sj B S SS B SS A iS A Cij H K j H H H H 1
1??++=ω (2.28)
耦合力传递比矢量则与式（2.28）相同。
2.4 总响应贡献合成
建立传递路径分析模型可以有多种方法。可以纯粹基于试验测试的方法，也可以纯粹基于数值计算来得到传递函数建立模型的方法。但更多的是混合应用试验和数值计算建立模型。本文就是通过混合应用试验和数值计算的方法来建立振动传递路径分析模型
图2.4为系统传递路径分析模型中所有传递路径的贡献矢量和在目标点处的叠加图。
图2.4 矢量叠加示意图
目标点总响应贡献合成并不是通过简单的线性相加计算得到，这是因为在传递路径分析中的计算（或者测试）得到的耦合激励力和传递函数都是复数，也就是说，其中各个传递路径之间保存了相位关系。由于相位不同，这些不同的传递路径贡献矢量叠加，有的是相互消弱，也有的是相互加强，最终得到的响应总贡献是各个矢量相干叠加的结果[5]。
传递路径分析过程中，最后分析结果的精度取决于原始数据的精度。所以要求
2 传递路径分析基本理论
试验测量时工况条件尽可能稳定，传递函数的测量最好进行多次测量，然后取其平均值。传递路径分析的结果最终还需和实际测试值进行对比验证，只有当模型各个路径的综合贡献量和实际测量值比较吻合（或相差不大）时，那么结果才是可信的。如果计算值和测量值不能够很好地匹配，那么计算结果是不可靠的，这可能是由于原始数据精度不高造成，也有可能是因为某些重要的传递路径在分析时并没有包含在所建立的分析模型中。测量传递函数需消耗时间较长，试验数据量往往也比较大。由于空间小、传感器不易布置、激励点的位置很难准确等因素，也会对最后传递路径计算结果产生一定影响[4]。
2.5本章小结
本章介绍了传递路径分析的基本理论，这些理论对本文的研究具有重要的指导意义，同时重点探讨了耦合激励的计算方法和传递函数的相关内容，为后面的试验分析做准备。
3 基于样车振动测试的传递路径分析模型建立
本文以某摩托车公司生产的某125ml踏板摩托车为研究对象，针对其怠速工况
下振动剧烈问题，进行主观评价与客观振动测试分析。由于摩托车的振动可能是发
动机共振引起，因此有必要对发动机进行振动测试分析，只有在排除摩托车前部振
动剧烈的不是由发动机共振引起，之后才能对传递机构进行分析。
3.1 摩托车振动信号测试与分析
3.1.1 样车评估
对三辆踏板摩托车样车各部位进行主观评估打分，对摩托车的整车性能进行评价，如表3.1所示：
表3.1 样品车怠速与骑行评估
踏板车振动评价
踏板摩托车样车A踏板摩托车样车B 踏板摩托车样车C 评价部位 怠速 骑行 怠速 骑行 怠速 骑行 坐垫 6 7.5 5 7.5 6 7.5 前脚踏 5 7.5 6 7.0 5 7.5 把手 4 7.0 5 7.0 4 7.5 后视镜 4 7.5 4 7.0 4 7.0 尾架 5 7.5 6 7.0 6 7.5 后坐垫 6 7.5 5 7.5 5 7.5 后脚踏 6 7.5 6 7.0 5 7.5
评价 车速达到50km/h
时发动机噪声有所
增大但是振动情况
并未加剧。骑行时
总体评分7.5分
车速在15km/h时后
视镜出现共振，
20km/h时把手出现
剧烈振动。骑行时总
体评分为7分
怠速时有一个以1.2
秒为周期的脉动振
动。表头抖动比较厉
害。骑行时总体评分
7.5分
摩托车振动舒适性分析与改进 徐中明1 张志飞1 周 坤2 罗春其2 苏周成1 1.重庆大学机械传动国家重点实验室,重庆,400030 2.重庆建设摩托车股份有限公司,重庆,400050 摘要:从车体动态特性分析入手分析研究摩托车振动舒适性。以某125摩托车为例,采用仿真和试验相结合的方法分析摩托车车架、车架挂发动机的模态特性,建立了一种有效的简化了的车架挂发动机有限元模型。分析了发动机对车体动特性的影响,以及车体动特性与激励的匹配关系。针对该车架提出了改进方案,模态分析表明车体结构模态特性得到了改善。整车平顺性道路试验结果表明改进后的车架较好地改善了整车振动舒适性。 关键词:摩托车;车体;模态分析;振动舒适性 中图分类号:U 483 文章编号:1004 132X(2007)24 3009 05 Analysis and Improvement of Motorcycle Vibration Comfort Xu Zho ng ming 1Zhang Zhifei 1 Zhou Kun 2 Luo Chunqi 2 Su Zho ucheng 1 1.State Key Laboratory of M echanical Tr ansm issio n,Chongqing University,Chongqing,400030 2.Chongqing Jianshe M otorcycle Co.Ltd,Chongqing,400050 Abstract :Vibration comfort of motor cycle w as analyzed and improved from the v iew of dy nam ic character istic o f motor cycle body.The modal analyses of a certain 125CC m otorcy cle frame w ith and w ithout engine w ere carried out through experimental method and finite elem ent metho d.Results show that the simplified finite element m odel o f frame w ith engine is accurate.T he effect of eng ine on modal characteristic of body and the matching o f body w ith the ex citations fro m engine and road w ere analyzed.An improved pro ject w as presented to improve mo dal characteristics of the mo to rcy cle body,and w as validated by ex perimental mo dal analy sis and r oad test of riding comfort,w hich show that the ride quality is effectively im pro ved by amended body. Key words :motorcycle;bo dy;modal analysis;v ibration co mfort 收稿日期:2006 10 23 基金项目:国家重点科技攻关项目(2004BA434C -4);教育部留学回国人员科研启动基金资助项目(2004-527) 0 引言 摩托车的振动舒适性已成为评价摩托车的一个重要指标。目前对如何评价摩托车振动舒适性,还没有国家标准可供参考。缪文泉等[1]进行了平顺性道路和台架试验,但只测量了座位处垂直振动,也没有明确振动分析频率范围。顾乾坤[2] 开展了一些研究工作,但没有明确应该以哪些部位的振动来评价摩托车的整车振动舒适性。文献[3-5]在深入研究振动评价研究成果的基础上,通过大量试验提出了摩托车平顺性评价方法,能很好地评价摩托车整车振动舒适性,并得到了实际应用。 摩托车振动舒适性的好坏受到许多因素的影 响,如悬架系统参数、车轮跳动量、坐垫处刚度、车体结构动态特性、发动机激励、路面激励以及它们之间的相互匹配关系。摩托车车架作为摩托车的骨架,承受着行驶过程中的动载荷和静载荷,并通过前后减振器和坐垫将发动机和路面激励传递到驾驶员,其动态特性是影响舒适性的重要因素。而发动机由于具有较大的质量和体积,对车架结构动特性具有较大影响。 国内对摩托车车架的动态特性进行了大量的分析研究[6,7] ,但多针对车架,忽略了发动机的影响。有部分研究针对摩托车整车动态特性进行分析[8] ,但由于整车的非线性影响因素较多,其实用性和可靠性有待验证。有研究人员对车架挂发动机进行了仿真分析和改进研究[9],还有研究以改善振动为目标对车架、悬架参数进行优化[10],但缺乏检验,也未结合整车振动进行研究。 本文从车体结构动特性的角度研究振动舒适 3009
某125型摩托车振动原因分析及对策 摘要：通过对某125型摩托车骑行时速60公里时的振动现象分析，找到原因并采取相应的解决措施。 关键词：振动、原因分析、对策 1 引言 在摩托车新产品研制过程中，经常会遇到整车振动的现象，从方向把、坐垫、脚踏等 传来的振动让骑乘者有发麻的感觉，很不舒服。同时, 整车的振动将影响到车体部件的强 度及耐久性, 影响到电气装置的可靠性，为此，必须分析原因，找出震源并采取相应的措 施解决这一问题。 2 某125型摩托车振动原因分析及对策 振动现象及原因分析 众所周知，摩托车都有一个共振点，不同厂家不同型号的摩托车共振点不同，在共振 点上，整车的振动明显，会让骑乘者明显感到手脚发麻。因此，所有型号的摩托车都要考 虑如何避免共振点出现在骑乘者常用的骑行时速范围内，以确保骑乘者的舒适感。 我们的摩托车产品技术研发人员在开发某125型摩托车的过程中，对样车进行试车时发 现，当骑行时速达60公里时整车振动较大，手脚明显感到发麻，而这一时速恰恰是骑乘者 常用的骑行速度，因此，为了保障 绝大多数骑乘者的舒适感，必须从 技术上解决这一问题。 为了解决这一技术问题，我们 的研发人员对可能存在的震源逐一 进行排查，终于发现震源主要来自 车架的结构刚度不足。为此，研发 人员共同研讨、论证，最终一致决 定对车架上的某些结构设计进行技 术改进，提高车架整体刚度，增强 其抗震性。 解决振动现象的对策 图1 某125型摩托车车架为了解决摩托车骑行时速60公 里时出现的振动问题，我们结合多年的研发经验，通过采用排查方法，发现是由车架的结 构刚度不足所致，为此，我们对车架的结构进行改进，如加厚车架焊管壁厚、增加加强板 等（见图1）。具体措施有：1）将车架前部焊管1、2、3、4的管壁厚由 mm 加厚至，由经验
传递路径分析 探究振动噪声问题的根源 LMS https://www.doczj.com/doc/c45790388.html,b 传递路径分析提供了基于工程试验方法的系统级振动噪声解决方案，对关键零部件进行工程分析。 作为一个全面理解振动噪声问题的方法，TPA 有助于对振动噪声问题进行故障诊断，并对每个关键零部件进行性能目标设定。 在一个由多个子结构组成的复杂结构(诸如汽车、飞机或船舶)中，某一特定位置的振动噪声现象往往是由一个远处的振动源所引起的。例如，能量可以通过不同的路径从汽车发动机传入驾驶室内：通过发动机悬置、排气系统连接点，甚至间接地通过传动轴和底盘悬架传入到驾驶室内。进气和排气系统的空气传播也会对振动噪声问题有一定的影响。 强大的传递路径分析技术能够解决这类振动噪声问题，它可以帮助工程师在设计早期检测到问题产生的根源。LMS https://www.doczj.com/doc/c45790388.html,b 提供高效的解决方案，以识别振动噪声问题及其产生的根本原因，并能够快速地评价设计修改。
从故障诊断到根源分析 传递路径分析(TPA)是用于识别和评价能量从激励源到某个接收位置的各个结构传播和声传播的传递路径。一旦对这些激励源及传递路径建模并量化后，系统优化就成为一个相对容易的设计工作。传递路径分析用于定量分析不同的激振源及其传递路径，并且计算出其中哪些是重要的，哪些对噪声问题有贡献，哪些会互相抵消。 激励源-路径-响应：系统级的方法 LMS https://www.doczj.com/doc/c45790388.html,b传递路径分析是基于激励源-路径-响应的系统解决方案。所有的振动噪声问题都是始于一个激励源，然后通过空气传播或结构传播传递到一个可被人感知的响应位置。通过分析激励源及传递路径对响应的影响，并可以通过对其中的某几个因素进行调整，来解决振动噪声问题。传递路径分析的目标是计算从源到响应的各条路径的矢量贡献量，识别出传递路径中各零部件的NVH特性，并通过对其调整来解决特定的问题。最终，TPA通过合理选择各个零部件的特性以避免振动噪声问题，从而有助于产品优化设计。 完整的解决方案 LMS https://www.doczj.com/doc/c45790388.html,b传递路径分析软件包包含各种分析功能，以帮助试验部门最大程度地节省时间和资源，是市场上最为广泛使用的TPA解决方案。LMS https://www.doczj.com/doc/c45790388.html,b可以通过各个可能的角度来帮助客户解决问题——从简单系统到复杂结构。LMS https://www.doczj.com/doc/c45790388.html,b TPA综合了一系列TPA
汽车NVH介绍
1.NVH现象与基本问题 2.噪声与振动源 3.NVH传递通道 4.NVH的响应与评估 5.NVH试验 6.NVH的CAE分析 7.NVH开发 8.汽车声品质
动态性能 静态性能 汽车的性能 ?汽车的外观造型及色彩 ?汽车的内室造型、装饰、色彩?内室及视野 ?座椅及安全带对人约束的舒适性 ?娱乐音响系统?灯光系统?硬件功能 ?维修保养性能?重量控制 ?噪声与振动（NVH ）?碰撞安全性能?行驶操纵性能?燃油经济性能?环境温度性能?乘坐的舒适性能?排放性能?刹车性能?防盗安全性能?电子系统性能?可靠性能 NVH 是汽车最重要的指标之一
汽车所有的结构都有NVH问题 ?车身 ?动力系统 ?底盘及悬架 ?电子系统 ?…… 在所有性能领域（NVH，安全碰撞、操控、燃油经 济性、等）中，NVH是设及面最广的领域。
什么是NVH？ NVH : N oise, V ibration and H arshness ?噪声Noise: ●是人们不希望的声音 ●注解: 声音有时是我们需要的 ●是由频率, 声级和品质决定的 ●频率范围: 20-10,000 Hz ?振动Vibration ●人身体对运动的感觉, 频率通常在0.5-200 Motion sensed by the body, mainly in .5 hz-50 hz range ●是由频率, 振动级和方向决定的 ?不舒服的感觉Harshness ●-Rough, grating or discordant sensation
为什么要做NVH? ?NVH对顾客非常重要 ?NVH的好坏是顾客购买汽车的一个非常重要的因素. ?NVH影响顾客的满意度 ?在所有顾客不满意的问题中, 约有1/3是与NVH有关. ?NVH影响到售后服务 ?约1/5的售后服务与NVH有关
传递路径分析法 对复杂的汽车系统来说，如何找到一种既能较好地表征整车振动噪声特性，而其实现起来又较为简明、迅速的方法，一直是汽车NVH 研究人员孜孜以求的目标。近年来，基于频率响应函数（FRF ）的车内噪声传递路径分析方法成为各大汽车公司和汽车研发中心的主要研究方向之一，这种方法从子结构传递函数的角度出发，在频域上描述了系统的振动噪声特性，为汽车噪声预测、振动噪声快速诊断等工作提供了一种快捷、精准的有利工具。此方法建立的模型中，一般把整个系统划分为几个较为独立的子结构，每个子结构都以频响函数来表征其结构特性，各子结构之间通过各种弹性元件相联结来传递信息。图2.1即为一个由动力总成和车身组成的简单汽车模型，在这模型里，汽车被划分成两个子结构，一个是车身子结构（以子结构A 表示），另一个是动力总成子结构（以子结构B 表示），二者之间通过动力总成悬置相联结。在研究过程中，可将此系统进一步理论化，把各子结构简化成一个个结构块，把联结子结构的各弹性元件（如动力总成悬置）简化成各个标量弹簧。这样，系统就以“结构块－弹簧”的形式表征出来，本章的主要工作即是研究这种“结构块－弹簧”与系统之间的关系，推导相关函数，建立基于频率响应函数的车内噪声传递路径分析方法[15][27～40]。 2.1、系统响应 假设一辆汽车受m 个激励力作用，每一个激励力都有x,y,z 三个方向分量（下面分别用k=1,2,3表示），每一个激励理分量都对应n 个特定的传递路径，那么这个激励理分量和对应的某个传递路径就产生一个系统的响应分量。以车内噪声声压作为系统响应，这个声压分量可以表示为： ()()m nk m nk nk p H F ωω=? 其中，m nk H 是传递函数，nk F 是激励力的频谱。 车内噪声声压受某个激励力作用，传递过来的所有声压成分之和可表示为： ,3 ,3 1,1 1,1 ()()N N m m nk m nk nk n k n k p p H F ωω===== = ?∑ ∑ 车内噪声受所用激励力作用，传递过来的所有声压成分之和可表示为： m m p p =∑ 在式（2.1）中，激励力如果直接作用在车身，所对应的传递函数就是车身传递函数；激励力如果直接作用在车轴，所对应的传递函数就是从车轴到车身，再到车内声场的传递函数。传递路径分析中首先需要明确所需分析的激励点，这根据不同性质的问题而定。例如，车身问题只需考虑底盘与车身耦合处的力激励；整车问题就需考虑车轴处、发动机悬置减振器处、空气压缩机悬置鉴真处、甚至活塞和汽缸缸壁之间的力激励。明确所需分析系统的耦合点后，下步就需要估计各种耦合激励力和各种传递函数，工作量常常很大。本文只考虑了动力总成与车
模态分析与振动测试技术 固体力学 S0902015 李鹏飞
模态分析与振动测试技术 模态分析的理论基础是在机械阻抗与导纳的概念上发展起来的。近二十多年来，模态分析理论吸取了振动理论、信号分析、数据处理数理统计以及自动控制理论中的有关“营养”，结合自身内容的发展，形成了一套独特的理论，为模态分析及参数识别技术的发展奠定了理论基础。 一、单自由度模态分析 单自由度系统是最基本的振动系统。虽然实际结构均为多自由度系统，但单自由度系统的分析能揭示振动系统很多基本的特性。由于他简单，因此常常作为振动分析的基础。从单自由度系统的分析出发分析系统的频响函数，将使我们便于分析和深刻理解他的基本特性。对于线性的多自由度系统常常可以看成为许多单自由度系统特性的线性叠加。 二、多自由度系统模态分析 对于多自由度系统频响函数数学表达式有很多种，一般可以根据一个实际系统来讨论，给出一种形式；也可根据问题的要求来讨论，给出其他不同的形式。为了课程的紧凑，直接联系本课程的模态分析问题，我们就直接讨论多自由度系统通过频响函数表达形式的模态参数和模态分析。即多自由度系统模态参数与模态分析。 多自由度系统模态分析将主要用矩阵分析方法来进行。 我们以N个自由度的比例阻尼系统作为讨论的对象。然后将所分析的结果推广到其他阻尼形式的系统。 设所研究的系统为N个自由度的定常系统。其运动微分方程为： （2—1） ++= M X CX KX F ?）阶式中M，C，K分别为系统的质量、阻尼及刚度矩阵。均为（N N 矩阵。并且M及K矩阵为实系数对称矩阵，而其中质量矩阵M是正定矩阵，刚度矩阵K对于无刚体运动的约束系统是正定的；对于有刚体运动的自由系统则是半正定的。当阻尼为比例阻尼时，阻尼矩阵C为对称矩阵（上述是解耦条件）。 N?阶矩阵。即 X及F分别为系统的位移响应向量及激励力向量，均为1
试验模态分析的两种方法 模态分析是研究结构动力特性一种近代方法，是系统辨别方法在工程振动领域中的应用。模态是机械结构的固有振动特性，每一个模态具有特定的固有频率、阻尼比和模态振型。这些模态参数可以由计算或试验分析取得，这样一个计算或试验分析过程称为模态分析。通过试验将采集的系统输入与输出信号经过参数识别获得模态参数，称为试验模态分析。通常，模态分析都是指试验模态分析。振动模态是弹性结构的固有的、整体的特性。如果通过模态分析方法搞清楚了结构物在某一易受影响的频率范围内各阶主要模态的特性，就可能预言结构在此频段内在外部或内部各种振源作用下实际振动响应。因此，模态分析是结构动态设计及设备的故障诊断的重要方法。模态分析最终目标在是识别出系统的模态参数，为结构系统的振动特性分析、振动故障诊断和预报以及结构动力特性的优化设计提供依据。 试验模态分析主要有以下两种方法,OROS模态分析软件MODEL 2 完全具备了这两种常用的模态方 法。 锤击法模态测试 用于满足锤击法结构模态试验，以简明、直观的方法测量和处理输入力和响应数据，并显示结果。提供两种锤击方法：固定敲击点移动响应点和固定响应点移动敲击点。用力锤来激励结构，同时进行加速度和力信号的采集和处理，实时得到结构的传递函数矩阵。能够方便地设置测量参数，如触发量级、测量带宽和加窗类型，同时对最优的设置提供建议指导。 激振器法模态测试 主要是通过分析仪输出信号源来控制激振器，激励被测试件，输出信号有先进扫频正弦，随机噪声，正弦，调频脉冲等信号。支持单点激励（SIMO）与多点同时激励法(MIMO)。 1）几何建模 结构线架模型生成，节点数和部件数没有限制，测量点DOF自动加到通道标示；建立几何模型，以3维方式显示测量和分析结果。结构模型可以作为单个部件的装配，及采用不同的坐标系（直角、圆柱、球体坐标系），要求除点的定义外，还可定义线和面，真实的显示试验结构。结构线架模型生成，节点数和部件数没有限制，测量点自由度自动加到通道标示。
Manatee软件电磁振动噪声分析 北京天源博通科技有限公司 褚占宇
利用Manatee软件分析丰田Prius2004电机电磁及振动噪声 Manatee软件是由法国EOMYS公司研发的，可以计算电机的电磁振动噪声的软件。北京天源博通科技有限公司是该软件在中国的代理商。 本文主要是利用Manatee软件分析丰田Prius2004款电机的电磁及振动噪声。 表1是丰田Prius2004电机的主要尺寸参数。 表1电机主要的参数 名称数据 定子外径/mm269.24 定子内径/mm161.9 气隙长度/mm0.75 铁心长度/mm83.82 转轴外径/mm110.64 极数/槽数8/48 1建模流程 首先打开Manatee软件。如下图所示。 选择电机类型，点击New Machine按钮，选择要编辑的电机类型。
在电机类型里面选择BPMSM，为内置式的永磁电机类型。P中输入极对数为4（注意这里是极对数不是极数）。 接着设置Machine Dimensions选项，在这里设置电机的定子外半径为134.62mm,定子内半径为80.95mm，转子外半径80.2mm，转子内半径为55.32mm。
计算出气隙长度为0.75mm。 设置定子轴向长度，定子硅钢片轴向长度为83.82，硅钢片的叠压系数设置为0.95。没有径向通风道和轴向通风口。 设置定子槽型，软件提供了多种槽型，选择相应的槽型进行设置。在这里选择槽型11，以下为具体的槽型尺寸参数。
当设置好后，可以点击Preview按钮，生成如下图所示。
定子绕组设置，Prius2004为3相双层，分布短距，绕线间距为5，并绕根数13，并联之路数1，每线圈的串联匝数9。 点击next按钮，选择3相双层，绕组跨距为5。 点击Preview按钮，生成如下图所示。 点击next按钮，设置并联之路数1，每线圈的串联匝数9。
液压设备在给人们带来诸多方便同时，液压系统的泄漏，振动和噪声，不易维修等缺点，也为液压系统的应用造成了障碍。尤其在现今随着技术水平不断提高，液压系统的噪声和振动也随之加剧，已经成为了限制液压传动技术发展的重要因数，因此，研究液压系统的噪声和振动有着积极的意义。 1，振动和噪声的危害 液压系统中的振动和噪声是两种并存的有害现像，从本质上说，它们是同一个物理现象的两个方面，两者互相依存，共同作用。随着液压传动的运动速度不断增加和压力不断提高，振动和噪声也势必加剧，振动容易破坏液压元件，损害机械的工作性能，影响到设备的使用寿命，而噪声则可能影响操作者的健康和情绪，增加操作者的疲劳度。 2，振动和噪声的来源 造成液压系统中的振动和噪声来源很多，大致有机械系统，液压泵，液压阀及管路等几方面。 机械系统的振动和噪声 机械系统的振动和噪声，主要是由驱动液压泵的机械传动系统引起的，主要有以下几方面。 1，回转体的不平衡在实际应用中，电机大都通过联轴节驱动液压泵工作，要使这些回转体做到完全的动平衡是非常困难的，如果不平衡力太大，就会在回转时产生较大的转轴的弯曲振动而产生噪声。 2，安装不当液压系统常因安装上存在问题，而引起振动和噪声。如系统管道支承不良及基础的缺陷或液压泵与电机轴不同心，以及联轴节松动，这些都会引起较大的振动和噪声。 2.2液压泵(液压马达)通常是整个液压系统中产生振动和噪声的最主要的液压元件. 液压泵产生振动和噪声的原因,一方面是由于机械的振动,另一方面是由于液体压力流量积聚变化引起的. 1,液压泵压力和流量的周期变化 液压泵的齿轮,叶片及拄塞在吸油,压油的过程中,使相应的工作产生周期性的流量和压力的过程中,使相应的工作腔产生周期的流量和压力的变化,进而引起泵的流量和压力脉动,造成液压泵的构件产生振动,而构件的振动又引起了与其相接触的空气产生疏密变化的振动,进而产生噪声的声压波传播出去. 2,液压泵的空穴现象液压泵在工作时,如果液压油吸入管道的阻力过大,此时,液压油来不及充满泵的吸油腔,造成吸油腔内局部真空,形成负压.如果这个压力恰好达到了油的空气分离
汽车噪声主动及被动控制方法简述1前言 随着汽车工业的发展，汽车给人类的出行带来极大的便利，但同时也带来了噪声污染等社会问题。汽车噪声过大会影响汽车的舒适性、语言清晰度，甚至影响驾驶员和乘客的心理、生理健康，如果驾驶员长期处于噪声环境中容易引起疲劳造成交通事故和生命危险；同时，汽车噪声过大也会影响路人的身心健康，人们长时间接触噪音，会耳鸣、多梦、心慌及烦躁，或直接引起听力下降甚至失聪，其中由车辆噪音间接引发的交通事故，也并不鲜见。因此对汽车噪声进行控制就显得非常必要了。 为了治理汽车噪声污染，各国均制定有关标准，我国国家环境保护总局和国家质量监督检验检疫总局于2002年1月4 日联合发布了GB 1495—2002《汽车加速行驶车外噪声限值及测量方法》强制性标准，代替GB 1495—1979，并于2002年10 月1日实施。 表1 国内外车辆行驶噪声限值标准的比较（单位：dBA） 新标准是在参考ECE RS1《关于在噪声方面汽车(至少有4个车轮)型式认证的统一规定》基础上制定的。新标准的出台，改变了过去标准不科学、测试项目不完整的局面，为治理汽车噪声污染提供了有效的控制手段，对完善我国的汽车
噪声标准体系将起到积极的推动作用。 2汽车噪声来源 汽车是一个包括各种不同性质噪声的综合噪声源，按噪声产生的部位，主要分为与发动机有关的噪声和与排气系统有关的噪声以及与传动系统和轮胎有关的噪声。 （1）发动机发动机噪声包括燃烧、机械、进气、排气、冷却风扇及其他部件发出的噪声。在发动机各类噪声中，发动机燃烧噪声和机械噪声占主要成分。燃烧噪声产生于四冲程发动机工作循环中进气、压缩、做功和排气四个行程，快速燃烧冲击和燃烧压力振荡构成了气缸内压力谱的中高频分量。燃烧噪声是具有一定带宽的连续频率成份，在总噪声的中高频段占有相当比重。 表2 发动机机械噪声类型 机械噪声是指发动机工作时，各零件相对运动引起的撞击，以及机件内部周期性变化的机械作用力在零部件上产生的弹性变形所导致的表面振动而引起的噪声，包括活塞敲击声、气门机构声、正时齿轮声。燃烧噪声和机械噪声都是有发动机本体发出的，并且随着发动机转速的增加，噪声也增加。一般情况下，低转速时燃烧噪声占主导地位，高转速时机械噪声占主导地位。空气动力噪声是指汽车行驶中，由于气体扰动以及气体和其他物体相互作用而产生的噪声。在发动机中，它包括进气噪声、排气噪声和风扇噪声。实践表明，减少振动是降低噪声的根本措施。增加发动机结构的刚度和阻尼，是减少表面振动的办法，从而达到
路面噪声传递路径分析与优化 Transfer Path Analysis and Optimization of Road Noise 李朕王亮高亚丽王伟东 （泛亚汽车技术中心有限公司上海201209） 摘要：本文介绍了传递路径分析在路面噪声优化中的应用。借助HyperGraph的NVH分析模块，在纯仿真的环境下应用传递路径分析，在开发更早阶段找到问题根本原因。从本文的优化结果来看，基于纯仿真的传递路径分析周期短，优化效果好。 关键词：汽车NVH 路噪传递路径HyperGraph Abstract: Transfer path analysis was applied in road noise analysis. It is possible to find noise root cause in early stages of vehicle development process by using HyperGraph transfer path analysis in virtual environment. CAE based TPA is more efficient than test based TPA. Key Words: vehicle, NVH, road noise, TPA, HyperGraph 1 介绍 路面噪声是车辆NVH性能开发过程中控制的一个重要指标。它作为车内主要声源影响乘员舒适性。按照传递路径不同，路噪可分为结构传递声与空气传递声。本文介绍传递路径法（下文简称TPA）在结构传递声分析与优化中的应用。 结构传递路噪典型递路径如下。路面激励通过轮胎传递到轮心，轮心传入悬架，再通过悬架传递到车身。其中悬架与车身界面有多条传递路径。使用TPA方法能识别出噪声传递的主要路径和次要路径。随着建模、求解以及后处理的进步，基于仿真的TPA方法能够在早期快速准确的分析问题。 2 分析方法 影响路噪的主要因素有轮胎、悬架形式、衬套刚度以及车身侧底盘连接点的噪声传递函数。越软的衬套和轮胎隔振效果越好，对路噪越有利。但衬套过软会影响车辆的操控稳定性。为了不影响操控稳定性，本文重点关注车身噪声传递函数的优化。受限于燃油经济性的限制，传递函数优化不能以牺牲重量为代价。使用TPA方法识别出关键路径，能在不牺牲重量的情况下满足整车振动噪声的要求。
第31卷第5期苏州大学学报（工科版）Vol.31No．5 2011年10月JOURNAL OF SOOCHOW UNIVERSITY（ENGINEERING SCIENCE EDITION）Oct．2011文章编号：1673－047X（2011）－05－0056－04 大型振动台夹具的模态分析及结构改进 孙晓洁1，陈俊2，王安柱1，朱忠奎1 （1．苏州大学城市轨道交通学院，江苏苏州215021；2．东菱振动试验仪器有限公司，江苏苏州215011） 摘要：振动台夹具是振动台上用以固定被试件的关键结构件，首先应满足被试件的安装要求，其次为了能在试验频率范围内对被试件开展振动试验，其结构模态应有尽量高的固有频率，并避免与试件发生共振耦合。在设计夹具的基础上，分析其前十阶的固有模态，并根据其固有频率的高低改进了结构，使得模态符合试验要求。 关键词：振动台；夹具；模态；固有频率 中图分类号：TH16；U467文献标识码：A 0引言 对于大型振动台夹具，首先要确定出对夹具的固有频率和振型的要求，夹具设计完成后应对固有频率进行校验，根据验算结果对夹具进行改进设计并最终使夹具满足设计要求［1］。在振动环境中，夹具的第一阶固有频率应高于最高试验频率，还应避免发生夹具与产品的共振耦合［2］。本文据此进行了大型振动台夹具的结构改进。 据上所述，设计夹具时需计算结构的固有频率。建立结构的力学模型时可将产品合理简化为杆、梁、板、壳等构件的组合，理论上应将这些构件作为多自由度系统进行动力学分析，它们各自有其固有频率，夹具整体的固有频率与各组成构件的固有频率有一定的数学关系，准确的数值可通过理论计算和试验验证的方法获得［3］。对于大型复杂夹具，理论计算过于繁琐，直接对样品进行振动试验验证增大了设计成本。现在，工程上广泛应用有限元分析软件对构件进行动力学分析，这是精确、实用的技术分析方法之一。 本文采用ANSYS有限元软件对振动台夹具进行模态分析以解得振动台夹具的固有频率，分析其合理性并进行结构改进。 1大型振动台夹具的模态分析 1．1振动台夹具 振动台夹具的作用主要包括：①按照试验要求，可靠地装夹试件；②实现在振动台面上的安装；③将振动台的运动和能量不失真地传递到试件上，避免出现共振和隔振现象。在设计振动夹具时应选用刚度大、阻尼大的材料；还应在要求的重量范围内尽量减轻结构质量以降低轴向共振频率；并且使夹具的重心、试件的重心、激振力的中心这三个点在一条直线上，以避免引起振动台面的不平衡。最终使结构的基频达到设计要求［3－4］。 1．2初始结构的模态分析 根据振动台夹具的设计要求确定设计结构后，利用ANSYS软件进行模态分析，计算出结构的固有频率和相应振型。 收稿日期：2011－03－14 作者简介：孙晓洁（1989－），女，硕士研究生，主要研究方向为车辆工程。
传递路径分析 探究振动噪声问题的根源 LMS https://www.doczj.com/doc/c45790388.html,b传递路径分析提供了基于工程试验方法的系统级振动噪声解决方案，对关键零部件进行工程分析。 作为一个全面理解振动噪声问题的方法，TPA有助于对振动噪声问题进行故障诊断，并对每个关键零部件进行性能目标设定。 在一个由多个子结构组成的复杂结构(诸如汽车、飞机或船舶)中，某一特定位置的振动噪声现象往往是由一个远处的振动源所引起的。例如，能量可以通过不同的路径从汽车发动机传入驾驶室内：通过发动机悬置、排气系统连接点，甚至间接地通过传动轴和底盘悬架传入到驾驶室内。进气和排气系统的空气传播也会对振动噪声问题有一定的影响。 强大的传递路径分析技术能够解决这类振动噪声问题，它可以帮助工程师在设计早期检测到问题产生的根源。LMS https://www.doczj.com/doc/c45790388.html,b提供高效的解决方案，以识别振动噪声问题及其产生的根本原因，并能够快速地评价设计修改。
从故障诊断到根源分析 传递路径分析(TPA)是用于识别和评价能量从激励源到某个接收位置的各个结构传播和声传播的传递路径。一旦对这些激励源及传递路径建模并量化后，系统优化就成为一个相对容易的设计工作。传递路径分析用于定量分析不同的激振源及其传递路径，并且计算出其中哪些是重要的，哪些对噪声问题有贡献，哪些会互相抵消。 激励源-路径-响应：系统级的方法 LMS https://www.doczj.com/doc/c45790388.html,b传递路径分析是基于激励源-路径-响应的系统解决方案。所有的振动噪声问题都是始于一个激励源，然后通过空气传播或结构传播传递到一个可被人感知的响应位置。通过分析激励源及传递路径对响应的影响，并可以通过对其中的某几个因素进行调整，来解决振动噪声问题。传递路径分析的目标是计算从源到响应的各条路径的矢量贡献量，识别出传递路径中各零部件的NVH特性，并通过对其调整来解决特定的问题。最终，TPA通过合理选择各个零部件的特性以避免振动噪声问题，从而有助于产品优化设计。 完整的解决方案 LMS https://www.doczj.com/doc/c45790388.html,b传递路径分析软件包包含各种分析功能，以帮助试验部门最大程度地节省时间和资源，是市场上最为广泛使用的TPA解决方案。LMS https://www.doczj.com/doc/c45790388.html,b可以通过各个可能的角度来帮助客户解决问题——从简单系统到复杂结构。LMS https://www.doczj.com/doc/c45790388.html,b TPA综合了一系列TPA
理论力学振动系统模态分析实验 一．实验目的： 1.了解数字化测试技术的原理和做法。学习模态分析原理。 2.学会用“锤击发”测量振动系统的模态参数与振型。 二．实验仪器： 1.MSC-1型弹性力锤。 2.Yj9A压电加速度传感器。 3.Zj-601A型震动教学试验仪。 三．实验装置示意图： 四、实验原理： 本实验测试对象是弹性梁。实验步骤与原理是：由力锤锤击被测物体，锤体内的力传感器与被测物体上的加速度计同时记录下脉冲激励与被测物体的响应，震动教学试验仪放大并转化为电压，经接口箱，传入计算机的采集分析系统记录。数据采集完毕后，动用分析系统，首先对数据进行传递函数分析，然后，进入模态分析，根据振动理论，分析系统在确定阶数后，进行质量或振型归一，自动生成分析结果并可以生成振动的动画显示，各阶频率、模态质量、模态刚度、模态阻尼比同时列出。
五、实验步骤： 1.准备工作：先将梁分画成所需的单元格，节点编号，将加速度计固定在梁的 五分之二处（避免放在节点处）。 2. 设备连接：将力锤与加速度计与电荷放大器连接，按力锤与加速度计的灵 敏度分别调好电荷放大器上的旋钮，并选好相应的滤波上限开关。再将二信号输出端与接口箱相应频道相连。 3. 进入计算机采集分析系统参数设置部分，设定实验名称与各频道单位。 4. 进入计算机采集分析系统菜单中模态分析部分，画出被测对象的几何图形 及节点号，给出约束条件。 5. 进入计算机采集分析系统的信号采集部分，开始实验。 6.对17个测试位置依次进行敲击，没一个测试点进行三次。以减小误差。 7.调用采集的数据，打开分析界面，调入波形。进行函数分析，模态拟合。 8.振型编辑，质量归一，至此分析完毕，显示动画 9输出数据及计算结果，保存动画截图。
1 引言 随着豆浆机使用的日益普及，作为豆浆机升级产品的破壁机因转速高破碎效果好等因素而受到市场的青睐，而噪声问题成为影响破壁机性能体验的关键因素。而振动噪声问题的解决不仅需要信号的采集，同时需要对信号处理分析等要求。 LMS https://www.doczj.com/doc/c45790388.html,b是一整套的振动噪声试验解决方案，是高速多通道数据采集与 试验、分析、电子报告工具的完美结合，包括数据采集、数字信号处理、结构试验、旋转机械分析、声学和环境试验。 通过LMS https://www.doczj.com/doc/c45790388.html,b的采集分析系统可以获得破壁机实际的模态振型和ODS振型，与CAE振动响应仿真结合，从而为得出了有益的结论。为破壁机的振动噪声研究提供了一个新的思路和方法。 2 传递路径分析与声源识别 2.1 破壁机噪声传递路径分析 破壁机主要由机头（含电机，控制板，刀架等）、机壳（盛装食材）、底座（支撑机身）三部分构成，工作时电机超高速运转（14900rpm），带动不锈钢刀片，在杯体内对食材进行超高速切割和粉碎，从而打破食材中细胞的细胞壁，将细胞 噪声主要来源和传递路径分析 2.2
声压全息法测试: 对破壁机采用近场声压测试，用麦克风测试距离被测物体表面10mm处的声压，获得各个点的频谱，然后按照频段将各个点的值画成等高线，数值大小用颜色表示。 图2 声压全息法声源识别（250HZ） 声压全息法测试结果显示：转速基频250Hz异音为主要异音频率，主要集中在杯座和底座，其中底座主要是3个侧面辐射出去，基座底部基频噪声较高，靠近后排风口处最高。 3仿真模型与测试的对比及分析 3.1 建立结构有限元模型和模态几何模型 仿真边界条件设置：整个破壁机采用重力作用下的预应力分析，底座胶垫底面和地面采用固定支撑，转子表面添加频率为250Hz的旋转离心力2.167N，杯中的水用质量点等效，绑定在杯子中部。将偏心力加载到电机结构有限元模型中，进行振动响应分析，获得各倍频下的振动响应（重点为基频）。
发动机振动特性分析与试验(精)
发动机振动特性分析与试验 作者：长安汽车工程研究院来源：AI汽车制造业
完善的项目前期工作 预示着更少的项目后期风险，这也是CAE工作的重要意义之一。在整机开发的前期（概念设计和布置设计阶段），由于没有成熟样机进行NVH试验，很难通过试验的方法预测产品的NVH水平。因此，通过仿真的方法对整机NVH 性能进行分析甚至优化显得十分重要。 众所周知，发动机NVH是个复杂的概念，包括发动机的振动、噪声以及个体对振动和噪声的主观评价等。客观地说，噪声与振动也相互联系，因为发动机一部分噪声由结构表面振动直接辐射，另一部分由发动机燃烧和进排气通过空气传播。除此之外，发动机附件（如风扇）也存在噪声贡献。本文仅考虑发动机结构振动问题，即在主轴承载荷、燃烧爆发压力和运动件惯性力的作用下，对发动机结构振动进行分析以及与试验的对比。发动机结构噪声的激励源主要包括燃烧爆发压力、气门冲击、活塞敲击、主轴承冲击、前端齿轮/链驱动和变速器激2. 动力总成模态压缩
缩减有限元模型，得到动力总成的刚度、质量、几何以及自由度信息，用于多体动力学分析。 3. 运动件简化模型建立 发动机中的部分动件不用进行有限元建模，可作简化处理，形成梁-质量点模型，用于多体动力学分析。其中包括：活塞组、连杆组和曲轴及其前后端。 4. 动力总成多体动力学分析 在定义了动力总成各零部件间连接并且已知各种载荷的情况下，对动力总成进行时域下的多体动力学分析，并对得到的发动机时域和频域下的动态特性进行评判，同时，其输出用于结构振动分析。 5. 动力总成结构振动分析 基于多体动力学分析结果，对整个动力总成有限元模型进行强迫振动分析，得到发动机本体、
传递路径分析法（TPA）进行车内噪声优化的应用研究 作者：李传兵 摘要：本文基于传递路径分析方法并使用LMS 公司的相关软件，对开发中的某车型的车内轰鸣噪声问题进行了分析，找出了对车内轰鸣声贡献最大的传递路径，并通过有针对性地结构改进，有效地消除了该转速下的轰鸣声问题。 关键词：NVH 传递路径分析法（TPA，Transfer path analysis）贡献量分析 车内振动噪声可以看成是由多个激励经过多条传递路径到达目标点叠加而成的，如果能准确地判断出各主要激励源和传递路径的贡献量，并针对贡献量大的激励源和传递路径作相应的优化改进，则NVH 改进工作效率能得到大大的提高。为此，在汽车的NVH 性能分析中，常常将汽车简化为由激励源（振动源、噪声源）、传递路径和响应点组成的动态系统。能同时考虑激励源和传递路径的传递路径分析法在汽车NVH 性能开发中得到了广泛关注，各专业公司都纷纷开发专门的商业化测试分析系统，LMS 的TPA 分析软件无疑是其中的杰出代表，已成为在汽车领域应用最广泛的商业系统之一。 传递路径分析方法可以用于结构传播噪声和空气传播噪声问题的诊断、分析和优化，本文将以某车型的结构传播噪声优化为例，详细阐述LMS 传递路径分析方法的实际应用过程和效果。 一、（结构）传递路径分析法基本原理 假设汽车受m 个激励力作用，每一激励力都有x、y、z 三个方向分量，每一激励力分量都对应着n 个特定的传递路径，那么这个激励力分量和对应的某个传递路径就产生一个系统响应分量。以车内噪声声压作为系统响应，在线性系统的假设基础上，这个由于结构力输入产生的声压则可以表示为： 上式中，(ω) mnk H 是传递函数，(ω) nk F 是激励力。 由上式所知，激励力和频响函数是TPA 分析的输入量，因此进行TPA 分析需要做的工作
第1期（总第125期）机械管理开发 2012年2月No.1（S UM No.125） M EC HANIC AL M ANAGEM ENT AND DEVELOPM ENT Feb.2012 引言 变速箱主要经齿轮啮合达到变速、增加扭矩的作用，齿轮系经轴承安置在壳体上。实验证明，齿轮、轴承、壳体是变速箱振动和噪声的主要来源[1]。分析变速箱的振动和噪声的产生机理，应该首先着重分析齿轮、轴承、箱体的振动。 1变速箱振动和噪声现象及初步分析 讨论的变速箱是我公司设计的一款大扭矩多挡位变速箱，它由主箱、副箱两段式结构组成、性能优越，但在试验时发现了异常的振动和噪声；对其原因进行分析，发现有些齿轮啮合频率的倍频与壳体约束模态频率相近时，在测试振动和噪声信号功率谱中相同频率处出现峰值，引起变速箱的异常振动和噪声。2振动和噪声现象的发生原因详细分析2.1变速箱中齿轮啮合频率计算 1）定轴系中，齿轮的啮合频率为[2]: 式中：Z 为齿轮齿数；i 为频率的谐波，i=1，2，3…。对于有固定齿圈的行星轮系，其啮合频率为： 式中:Z r 为任一参考齿轮的齿数；n r 为参考齿轮的转速(r/min)；n c 为转臂的回转速度(r/min)，方向相反时，取正号；i 为频率的谐波，i =1，2，3…。 由式（1）与式（2）可知，齿轮副中的两个齿轮的啮合频率是相同的。当齿轮的转速变化时，啮合频率也随之而变，并且随着转速的升高，齿轮噪声增大。这是判断齿轮啮合频率的两个基本原则。再者，齿轮的啮合频率往往呈二次、三次等高次谐波出现在频谱中。齿轮噪声随转速增加而增加，但不是线性关系；转速越高，噪声随转速升高而上升的越缓慢。 2）齿轮编号表：本实验变速箱中各档齿轮编号见图1。 3）齿轮啮合频率计算：根据式（1）及（2），按图1齿轮编号算得齿轮的啮合频率，见表1。由于6档、7 档、8档、9档、10档时，各齿轮的啮合频率除14、15、16 号齿轮的为0外，其余均与1档、2档、3档、4档、5档对 应相同。 图1齿轮编号图 表1 齿轮啮合频率计算结果 挡位12345 R 1695695695695695695 2695695695695695695 3542542542542542542 4542542542542542542 5472472472472472472 6472472472472472472 7351351351351351351 8351351351351351351 9297297297297297297 10297297297297297297 11282282282282282282 12282282282282282282 13282282282282282282 14115285208331373116 15115285208331373116 16115285208331373116 2.2 变速箱壳体的有限元分析 图2变速箱箱体有限元模型 1）建立数学模型：对变速箱壳体，建立三维数学 f Z =nZ 60i .（1） f Z =Z r (n r ±n c )60 i .(2) 收稿日期：；修回日期：6 作者简介：董晓露（），女，山西浑源人，工程师，硕士，主要从事变速箱设计工作。D 66@6变速箱振动与噪声分析 董晓露 （中国重汽集团大同齿轮公司技术中心，山西 大同 037305） 摘要：分析了某变速箱试验时的异常振动和噪声原因。先对一台样机测试其各挡稳定过程的振动和噪声信号， 再对测得的信号进行功率谱密度分析。之后，运用Pro/Engineer 建立了变速箱壳体的实体模型，并用OptiStruc t 软件进行了壳体前端面加零位移约束的模态分析;计算了各挡齿轮的啮合频率，分析了壳体的模态频率与齿轮啮合频率对振动和噪声信号功率谱中峰值的影响。最后根据分析结果，提出对壳体的改进建议，以达到变速箱减振降噪的目的。 关键词：变速箱；振动和噪声；齿轮啮合频率；壳体模态中图分类号：TB533+.2 文献标识码：A 文章编号：1003-773X （2012）01-0053-02 53 2011-08-042011-10-01979-E-mail:https://www.doczj.com/doc/c45790388.html,.