模態(tài)解耦的案例
汽車(chē)懸置系統(tǒng)分析之ADAMS計(jì)算解耦模態(tài)
5、分析計(jì)算（進(jìn)行能量解耦和剛體模態(tài)的分析）并且查看我們分析所得到的結(jié)果！
根據(jù)分析結(jié)果考慮是否調(diào)整。
以上就是bushing進(jìn)行設(shè)置分析懸置模態(tài)解耦的方法；
當(dāng)然后面我們還有動(dòng)力總成位移轉(zhuǎn)、轉(zhuǎn)角、以及懸置位移和載荷的設(shè)置和分析，
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Adams 動(dòng)力學(xué)分析 懸置系統(tǒng)分析計(jì)算 解耦頻率載荷
第一章：懸置系統(tǒng)課程簡(jiǎn)單介紹
第二章：懸置系統(tǒng)的解耦與頻率的計(jì)算分析方法一
第三章：懸置系統(tǒng)的解耦與頻率的計(jì)算分析方法二（個(gè)人更喜歡第二種，軸套力分析方法）
第四章：懸置系統(tǒng)的動(dòng)力總成位移轉(zhuǎn)角以及懸置位移和載荷計(jì)算分析方法
展開(kāi) 使用nastran計(jì)算模態(tài)解耦
另外需要使用CASE_UNSUPPORTED_CARDS并設(shè)置GPKE(PUNCH)=1的語(yǔ)句，以輸出解耦率；解耦率輸出到punch文件中，輸入的范圍為set=1；set=1需要建立node格式，其ID為1并選擇上動(dòng)力總成質(zhì)心點(diǎn)，也可為elem格式并選擇動(dòng)力總成模擬的conm2及rbe2單元，如果為建模的有限元網(wǎng)格也需要在此選擇動(dòng)力總成。
5）輸出bdf或dat文件求解，并打開(kāi)pch文件查看解耦率計(jì)算結(jié)果。當(dāng)然如果不關(guān)心解耦率，只關(guān)心剛體模態(tài)頻率時(shí)可以不用輸出gpke的結(jié)果。
文章來(lái)源：新能源車(chē)振動(dòng)與安全
整車(chē)模態(tài)規(guī)劃在輕卡NVH設(shè)計(jì)中的應(yīng)用
多為零星地應(yīng)用頻率分離原理解決具體共振問(wèn)題，或者針對(duì)專(zhuān)門(mén)系統(tǒng)(轉(zhuǎn)向、車(chē)架等)模態(tài)進(jìn)行頻率設(shè)定，鮮有對(duì)輕卡整車(chē)頻率規(guī)劃表進(jìn)行全面研究。從規(guī)劃表構(gòu)成要素而言，頻率規(guī)劃策略輕卡與乘用車(chē)一致；但輕卡在激勵(lì)頻率部分需要增加打氣泵等激勵(lì)規(guī)劃；在系統(tǒng)模態(tài)方面車(chē)架模態(tài)、駕駛剛體模態(tài)頻率也需要科學(xué)設(shè)定。輕卡頻率規(guī)劃表特點(diǎn)總結(jié)如下：
(1) 頻率規(guī)劃策略與乘用車(chē)一致；
(2) 打氣泵作為制動(dòng)動(dòng)力源，并且激勵(lì)力無(wú)法內(nèi)部平衡，是重要激勵(lì)源；
(3) 相對(duì)獨(dú)立的承載式車(chē)架，需設(shè)定其自身模態(tài)頻率并與相關(guān)零件解耦；
(4) 駕駛室通過(guò)懸置與車(chē)架連接，其自身剛體模態(tài)需解耦并與相關(guān)系統(tǒng)解耦。
圖1 輕卡向轎車(chē)“問(wèn)道”避頻策略
3
輕卡頻率規(guī)劃策略
頻率規(guī)劃策略核心是對(duì)頻率范圍進(jìn)行科學(xué)規(guī)劃，確保頻率分離，相互頻率之間分離范圍和頻率數(shù)值大小有關(guān)，和車(chē)型類(lèi)別無(wú)關(guān)。輕卡頻率規(guī)劃策略也主要確保：系統(tǒng)自身模態(tài)彼此解耦、相關(guān)系統(tǒng)模態(tài)彼此解耦、輸入頻率與響應(yīng)模態(tài)頻率分離。
自身模態(tài)解耦
主要指子系統(tǒng)自身模態(tài)之間的頻率分離，以防止子系統(tǒng)受某方向激勵(lì)后產(chǎn)生其余方向的響應(yīng)，進(jìn)而導(dǎo)致問(wèn)題的復(fù)雜化。如輕卡的動(dòng)力系統(tǒng)剛體模態(tài)解耦、駕駛室剛體模態(tài)解耦、車(chē)身彎曲模態(tài)和扭轉(zhuǎn)模態(tài)解耦以及轉(zhuǎn)向系統(tǒng)橫向擺動(dòng)和垂向模態(tài)互相解耦等。
相關(guān)系統(tǒng)模態(tài)解耦
主要指相關(guān)系統(tǒng)模態(tài)之間保持一定的頻率分離。例如駕駛室扭轉(zhuǎn)模態(tài)通常與儀表板一階整體模態(tài)以及轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)解耦，以防止車(chē)身被路面激勵(lì)起來(lái)后的共振及異響問(wèn)題。同時(shí)駕駛室大鈑金一階局部模態(tài)與聲腔的模態(tài)也需要解耦，以防止鈑金共振振動(dòng)對(duì)聲腔的壓迫。
展開(kāi) 基于ADAMS的懸置系統(tǒng)整車(chē)剛體模態(tài)解耦分析方法
圖1 動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)6自由度adams模型
圖2 非簧載質(zhì)量-車(chē)身-動(dòng)力總成16自由度adams模型
3 六自由度和十六自由度模型剛體模態(tài)的計(jì)算分析
在2中模型基礎(chǔ)上，利用adams/vibration模塊分別對(duì)六自由度和十六自由度模型進(jìn)行解耦分析，得到其固有頻率和能量分布情況如下表5和表6所示。
4、結(jié)果比較
把16自由度和6自由度計(jì)算得到的結(jié)果放入表7進(jìn)行分析。
對(duì)比表7中兩種模型計(jì)算的動(dòng)力總成固有頻率，可以看出，傳統(tǒng)的6自由度模型計(jì)算的動(dòng)力總成固有頻率與16自由度模型計(jì)算得到的固有頻率在垂直方向上存在1.6 Hz的差異，其它5個(gè)方向固有頻率的計(jì)算結(jié)果基本一致。垂直方向固有頻率計(jì)算結(jié)果的差異，主要原因是由于6自由度懸置系統(tǒng)模型將車(chē)身視為無(wú)限大的剛體。
而對(duì)比兩種模型計(jì)算的解耦率，可以看出，如果六自由度模型時(shí)有某個(gè)方向的解耦率不高，則在16自由度時(shí)該方向就容易出現(xiàn)大的耦合，比如本例子中的YY方向在整車(chē)模型下就與Z方向出現(xiàn)很很大的耦合。
因此如果能收集到足夠的參數(shù)，進(jìn)行16自由度的模態(tài)解耦分析還是很有必要的，為了讓更多的人學(xué)習(xí)如何進(jìn)行整車(chē)的狀態(tài)下的16自由度模型建模，本人特地錄制了視頻教程，需要的可以在技術(shù)鄰網(wǎng)站購(gòu)買(mǎi)。
課程名稱(chēng)：基于ADAMS整車(chē)16自由度模型仿真
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展開(kāi) 
電動(dòng)汽車(chē)電機(jī)總成懸置系統(tǒng)仿真分析及優(yōu)化
目前對(duì)電動(dòng)汽車(chē)噪聲的研究大部分是沿襲內(nèi)燃機(jī)汽車(chē)的控制方式與設(shè)計(jì)方式，本文建立電機(jī)總成懸置系統(tǒng)六自由度模型，計(jì)算電機(jī)總成懸置系統(tǒng)的固有頻率和能量解耦率，并通過(guò)改變電機(jī)懸置的位置和剛度對(duì)電機(jī)懸置系統(tǒng)進(jìn)行仿真優(yōu)化，以期降低電動(dòng)汽車(chē)懸置系統(tǒng)的振動(dòng)噪聲。
１ 模態(tài)解耦率計(jì)算的基本理論
從能量角度來(lái)說(shuō)，模態(tài)解耦是指系統(tǒng)在某個(gè)方向的作用力所做的功全部轉(zhuǎn)化為系統(tǒng)在該方向的能量，即沿著某方向的激振力只能引起該方向上的振動(dòng)［１０］。系統(tǒng)的解耦程度通常用模態(tài)解耦率來(lái)表示，模態(tài)解耦率是指在廣義坐標(biāo)上某個(gè)模態(tài)分配到的動(dòng)能占系統(tǒng)總動(dòng)能的比例。在某階頻率下，當(dāng)模態(tài)能量占總能量的 ９８％時(shí)，表明該模態(tài)能量非常強(qiáng)，也即表明該頻率下的該模態(tài)占主導(dǎo)地位，其解耦程度非常高。如果各階模態(tài)的解耦率均為 １００％，表明它們彼此獨(dú)立，進(jìn)行系統(tǒng)分析可以將各階模態(tài)當(dāng)作單自由度系統(tǒng)來(lái)處理［１１］。
模態(tài)解耦率的計(jì)算方法如下［１２］：
１）計(jì)算電機(jī)懸系統(tǒng)的固有頻率主振型矩陣
固有特性的分析不涉及到外界激振力的影響，因此通常可以將懸置系統(tǒng)簡(jiǎn)化為自由振動(dòng)系統(tǒng)，又因?yàn)樽枘釋?duì)系統(tǒng)的固有特性影響較小，因此在固有特性的計(jì)算過(guò)程中可以忽略阻尼的影響［１３］，則系統(tǒng)的振動(dòng)微分方程為
式中：M 為系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣；q 為系統(tǒng)的廣義坐標(biāo)；K 為系統(tǒng)的剛度。式（１）的特征方程為
式中：ωi 為圓頻率，ｒａｄ／ｓ，ωi ＝２πfi，其中 fi 為第 i 階固有頻率，Ｈｚ。
通過(guò)式（２）計(jì)算得到動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的六階固有頻率 f１ ，……，f６ （對(duì)應(yīng)的圓頻率分別為 ω１ ，……，ω６ ）。
展開(kāi) 整車(chē)懸置解耦思路和后處理
這是時(shí)候做了大量問(wèn)題的簡(jiǎn)化：動(dòng)力總成簡(jiǎn)化成質(zhì)量和慣性的剛體，懸置為XYZ三向剛度的六自由度-懸置系統(tǒng)的解耦問(wèn)題，使用優(yōu)化算法，對(duì)懸置的剛度，坐標(biāo)位置進(jìn)行優(yōu)化，達(dá)到解耦的目的，這一過(guò)程一般采用MATLAB編程優(yōu)化解決。這方面的建模計(jì)算，程序設(shè)計(jì)以及工程應(yīng)用，已經(jīng)有很成熟。但這只能應(yīng)用于模型較為簡(jiǎn)單的狀態(tài)，整車(chē)數(shù)學(xué)方程組合起來(lái)還算簡(jiǎn)單，可以快捷的得到計(jì)算結(jié)果，但其實(shí)不太符合在車(chē)身上，或者說(shuō)在整車(chē)上的實(shí)際狀況。
在車(chē)身或者說(shuō)整車(chē)上要得到懸置解耦的結(jié)果，即使用GPKE輸出動(dòng)力總成模態(tài)動(dòng)能，然后來(lái)求解動(dòng)力總成剛體模態(tài)的頻率和解耦率。
這又會(huì)出現(xiàn)一個(gè)問(wèn)題，整車(chē)情況下，模態(tài)結(jié)果非常多，每個(gè)模態(tài)結(jié)果下，均有動(dòng)力總成模態(tài)動(dòng)能結(jié)果，例如在整車(chē)模態(tài)下60Hz內(nèi)有近300階模態(tài)結(jié)果，需要從這300階模態(tài)結(jié)果中提取出動(dòng)力總成剛體模態(tài)，還要求得各自的解耦率，也是一個(gè)比較繁瑣的過(guò)程。笨方法確實(shí)有，一階一階看，多看幾遍，多花幾個(gè)鐘頭，總能得到個(gè)大概。其他姑且不說(shuō)，要說(shuō)在整車(chē)下，動(dòng)力總成的剛體模態(tài)常常與其他部件模態(tài)耦合，人的肉眼其實(shí)也不容易找到，就算找到，也可能是錯(cuò)誤的。
既然輸出了模態(tài)動(dòng)能，就應(yīng)該從動(dòng)能的角度輔助查找模態(tài)，然后根據(jù)輸出的各個(gè)方向動(dòng)能，得到模態(tài)的解耦率。到這個(gè)時(shí)候，強(qiáng)大的Python就能排上用場(chǎng)了。使用Python處理得到的數(shù)據(jù)，然后通過(guò)Excel將處理的結(jié)果寫(xiě)出來(lái)進(jìn)行可視化。
以上示例中在60Hz內(nèi)一共52階模態(tài)，采用python提取模態(tài)動(dòng)能結(jié)果，輸出到Excel中，分別輸出各方向模態(tài)動(dòng)能在每階模態(tài)下的直方圖：
統(tǒng)計(jì)識(shí)別計(jì)算得到模態(tài)解耦情況（示例，忽視結(jié)果值）：
最后，使用第三方軟件Python對(duì)模態(tài)動(dòng)能輸出的結(jié)果進(jìn)行后處理，對(duì)懸置在整車(chē)上的優(yōu)化提供了想象空間。
展開(kāi) 基于MSC Nastran懸置優(yōu)化
在開(kāi)發(fā)工程車(chē)和乘用車(chē)時(shí)，為了整車(chē)的駕乘舒適性和減少動(dòng)力系統(tǒng)振動(dòng)向整車(chē)傳遞現(xiàn)象的發(fā)生，必須計(jì)算動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的模態(tài)及解耦，以期達(dá)到良好的隔振效果和整車(chē)舒適性。動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)主要有兩個(gè)作用：
? 一是固定和支撐動(dòng)力總成，限制動(dòng)力總成在各種工況下的位移量，防止與其它部件碰撞；
? 二是隔振作用，將動(dòng)力總成的振動(dòng)盡可能少的傳遞到車(chē)身。懸置系統(tǒng)隔振性能的核心就是解決剛體模態(tài)的頻率分配和振動(dòng)耦合問(wèn)題，簡(jiǎn)言之就是關(guān)注動(dòng)力總成的剛體模態(tài)和解耦率；
? 三是作為動(dòng)力吸振器，吸收來(lái)自路面的振動(dòng)激勵(lì)。
MSC Nastran是汽車(chē)行業(yè)有限元分析的標(biāo)準(zhǔn)工具。長(zhǎng)安汽車(chē)、東風(fēng)神龍、吉利汽車(chē)等汽車(chē)行業(yè)頂級(jí)廠商都在應(yīng)用MSC Nastran作為主要整車(chē)NVH仿真工具，利用Nastran可以完成模態(tài)解耦、非線性剛度校核、28工況等標(biāo)準(zhǔn)懸置系統(tǒng)開(kāi)發(fā)。同時(shí)，基于f06、pch或者HD5格式文件，可以完成分析流程自動(dòng)化數(shù)據(jù)處理，仿真結(jié)果提取、報(bào)告自動(dòng)生成等工作。本章集中在利用Nastran完成模態(tài)解耦分析。
展開(kāi) 設(shè)計(jì)仿真 | 基于MSC Nastran懸置優(yōu)化（一）
在開(kāi)發(fā)工程車(chē)和乘用車(chē)時(shí)，為了整車(chē)的駕乘舒適性和減少動(dòng)力系統(tǒng)振動(dòng)向整車(chē)傳遞現(xiàn)象的發(fā)生，必須計(jì)算動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的模態(tài)及解耦，以期達(dá)到良好的隔振效果和整車(chē)舒適性。動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)主要有兩個(gè)作用：
? 一是固定和支撐動(dòng)力總成，限制動(dòng)力總成在各種工況下的位移量，防止與其它部件碰撞；
? 二是隔振作用，將動(dòng)力總成的振動(dòng)盡可能少的傳遞到車(chē)身。懸置系統(tǒng)隔振性能的核心就是解決剛體模態(tài)的頻率分配和振動(dòng)耦合問(wèn)題，簡(jiǎn)言之就是關(guān)注動(dòng)力總成的剛體模態(tài)和解耦率；
? 三是作為動(dòng)力吸振器，吸收來(lái)自路面的振動(dòng)激勵(lì)。
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在開(kāi)發(fā)工程車(chē)和乘用車(chē)時(shí)，為了整車(chē)的駕乘舒適性和減少動(dòng)力系統(tǒng)振動(dòng)向整車(chē)傳遞現(xiàn)象的發(fā)生，必須計(jì)算動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的模態(tài)及解耦，以期達(dá)到良好的隔振效果和整車(chē)舒適性。動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)主要有兩個(gè)作用：
? 一是固定和支撐動(dòng)力總成，限制動(dòng)力總成在各種工況下的位移量，防止與其它部件碰撞；
? 二是隔振作用，將動(dòng)力總成的振動(dòng)盡可能少的傳遞到車(chē)身。懸置系統(tǒng)隔振性能的核心就是解決剛體模態(tài)的頻率分配和振動(dòng)耦合問(wèn)題，簡(jiǎn)言之就是關(guān)注動(dòng)力總成的剛體模態(tài)和解耦率；
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在開(kāi)發(fā)工程車(chē)和乘用車(chē)時(shí)，為了整車(chē)的駕乘舒適性和減少動(dòng)力系統(tǒng)振動(dòng)向整車(chē)傳遞現(xiàn)象的發(fā)生，必須計(jì)算動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的模態(tài)及解耦，以期達(dá)到良好的隔振效果和整車(chē)舒適性。動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)主要有兩個(gè)作用：
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展開(kāi) 車(chē)身模態(tài)分析理論 ￥2
對(duì)車(chē)身進(jìn)行模態(tài)分析，可以：
（1）了解車(chē)身結(jié)構(gòu)的動(dòng)態(tài)性能，與行業(yè)同等級(jí)車(chē)型進(jìn)行對(duì)標(biāo)，了解自己產(chǎn)品與競(jìng)爭(zhēng)對(duì)手產(chǎn)品的差別，進(jìn)行調(diào)整，設(shè)計(jì)出一輛具有市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)力的車(chē)型；
（2）在開(kāi)發(fā)汽車(chē)NVH性能時(shí)，要保證車(chē)身模態(tài)與相連系統(tǒng)模態(tài)解耦（動(dòng)力系統(tǒng)，排期系統(tǒng)等），車(chē)身整體模態(tài)與局部模態(tài)解耦（前橫梁局部，前圍板局部，地板局部，頂棚局部等），否則將會(huì)發(fā)生共振。車(chē)身模態(tài)分析為相連部件與各系統(tǒng)提供了模態(tài)設(shè)計(jì)基準(zhǔn)；
（3由于振動(dòng)噪音的響應(yīng)是有許多不同的模態(tài)響應(yīng)疊加而來(lái)，通過(guò)模態(tài)貢獻(xiàn)量計(jì)算，可以知道對(duì)于某一處振動(dòng)噪音峰值，主要參與振動(dòng)的模態(tài)有哪些，可以針對(duì)性的進(jìn)行模態(tài)優(yōu)化，降低振動(dòng)噪音峰值。
展開(kāi) 
STAAD模態(tài)分析與固有頻率求解方法 附STAAD_PRO教程入門(mén)及算例下載
特征向量法
結(jié)構(gòu)的自由振動(dòng)平衡方程在數(shù)學(xué)上是一個(gè)特征值問(wèn)題，其中，頻率對(duì)應(yīng)特征值，模態(tài)振型對(duì)應(yīng)特征向量。求解該問(wèn)題最重要的是模態(tài)解耦或叫做模態(tài)提取，STAAD提供了兩種模態(tài)解耦的方法，分別是特征向量法和Ritz向量法。
這里我們以特征向量法中默認(rèn)的相對(duì)更穩(wěn)定的子空間迭代法為例來(lái)介紹模態(tài)分析的過(guò)程。典型結(jié)構(gòu)模態(tài)分析僅與結(jié)構(gòu)的質(zhì)量和剛度分布有關(guān)，STAAD中特征值分析使用的剛度矩陣與靜力分析使用的是同一個(gè)剛度矩陣，因此我們僅需要構(gòu)造結(jié)構(gòu)的質(zhì)量模型即可。
結(jié)構(gòu)的質(zhì)量以“荷載”的形式表達(dá)，“荷載”的方向代表了質(zhì)量的振動(dòng)自由度方向。因此，所有“荷載”都應(yīng)按正值輸入，且應(yīng)添加到空間的三個(gè)方向。這里使用自重命令和節(jié)點(diǎn)荷載命令來(lái)定義質(zhì)量。
示例：
LOADING 1 DEAD AND LIVE LOAD
SELFWEIGHT X 1
SELFWEIGHT Y 1
SELFWEIGHT Z 1
JOINT LOAD
5 FX 10
5 FY 10
5 FZ 10
MODAL CALCULATION REQUESTED
在這個(gè)例子中，程序?qū)?huì)計(jì)算結(jié)構(gòu)在自重和節(jié)點(diǎn)荷載共同產(chǎn)生的質(zhì)量在三個(gè)方向上振動(dòng)時(shí)的頻率，并給出每個(gè)頻率所對(duì)應(yīng)的振型。
注意事項(xiàng)：
1. 命令MODAL CALCULATION可包括在任何初始荷載工況中，但只能用在一個(gè)工況中。
2. 同一方向的重量盡量都采用絕對(duì)值。
展開(kāi) 基于Adams的電動(dòng)汽車(chē)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)分析與優(yōu)化設(shè)計(jì)
車(chē)速引起的激勵(lì)與輪胎參數(shù)密切相關(guān)，我們所選輪胎規(guī)格為7.00R16，滾動(dòng)半徑為r=376.393mm，滾動(dòng)周長(zhǎng)s=2364.95mm，驅(qū)動(dòng)橋速比為i=4.33，推算相關(guān)激振頻率如右表4：
常用車(chē)速引起的傳動(dòng)軸二階頻率都在在40.7HZ以上，而橡膠軟墊的Z向剛度在600—750N/mm時(shí)，新方案剛體模態(tài)前6階頻率都低于40HZ,原狀態(tài)的剛體模態(tài)前六階頻率仍出現(xiàn)大于40HZ的值，顯然新方案的模態(tài)分析結(jié)果更具有優(yōu)勢(shì)可以有效的避免有傳動(dòng)軸二階頻率引起的共振。電動(dòng)載貨車(chē)車(chē)通常都是在鋪裝路面行駛的，據(jù)調(diào)查，常用車(chē)速一般都在40—70km/h（高速工況可能會(huì)達(dá)到90km/h），輪胎的激勵(lì)頻率都比較低，基本都在11HZ以下。不管是原方案還是新方案，動(dòng)力總成懸置剛體模態(tài)的最低頻率都大于11HZ,輪胎的激勵(lì)不會(huì)引起動(dòng)力總成的共振。
4 動(dòng)力總成懸置優(yōu)化結(jié)論
通過(guò)以上分析和優(yōu)化，新方案（三點(diǎn)懸置）為本次動(dòng)力總成懸置最佳布置方案，墊剛度建議取值X/Y向：300N/mm； Z向取600—750N/mm；這樣新方案在解耦率方面是可以很好的滿(mǎn)足要求的（六方向解耦率均大于80％），，且前六階頻率間隔大于1HZ，同時(shí)避開(kāi)了常用車(chē)速下傳動(dòng)軸的二階頻率和輪胎激勵(lì)，有利于整車(chē)NVH性能的改善。
5 結(jié)束語(yǔ)
經(jīng)過(guò)以上分析，我們對(duì)不同形式動(dòng)力懸置系統(tǒng)的剛體模態(tài)和能量解耦分析，并且通過(guò)Adams軟件的懸置系統(tǒng)仿真和解耦計(jì)算，掌握了動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的設(shè)計(jì)思路及關(guān)鍵點(diǎn)，為各類(lèi)變型車(chē)設(shè)計(jì)及新車(chē)型開(kāi)發(fā)提供了理論依據(jù)和設(shè)計(jì)參考。
展開(kāi) 關(guān)于ABAQUS復(fù)模態(tài)介紹
在多自由度響應(yīng)的問(wèn)題中，認(rèn)為質(zhì)量矩陣和剛度矩陣都是正定對(duì)稱(chēng)的；而且認(rèn)為系統(tǒng)阻尼是比例阻尼，是一種可解耦阻尼；同時(shí)結(jié)構(gòu)固有模態(tài)（振型）相對(duì)于質(zhì)量矩陣、剛度矩陣和阻尼矩陣都具有正交性。因此可用模態(tài)坐標(biāo)使方程簡(jiǎn)化，這種理論稱(chēng)為實(shí)模態(tài)理論。但是如果剛度矩陣和阻尼矩陣是非對(duì)稱(chēng)的，則不能用常規(guī)方法將方程解耦，這時(shí)必須用復(fù)模態(tài)解耦，稱(chēng)這種方法為復(fù)模態(tài)理論(complex modal theory)。
復(fù)特征值理論使用投影法(projection method)來(lái)提取系統(tǒng)的復(fù)特征值(complex eigenvalues)。有限元模型的特征值問(wèn)題可以用以下公式來(lái)表達(dá)：
其中MMN ：質(zhì)量矩陣，通常是對(duì)稱(chēng)的和半正定的；
CMN：阻尼矩陣；
KMN：剛度矩陣，可以包括預(yù)載荷和阻尼的影響，因此有可能是非對(duì)稱(chēng)的；
μ：復(fù)特征值；
φN：復(fù)特征向量，即振動(dòng)模態(tài)；上標(biāo)M和N代表自由度。
在ABAQUS/Standard中，復(fù)特征值的提取過(guò)程使用子空間投影法，而且在復(fù)特征值提取過(guò)程之前，一般先進(jìn)行具有對(duì)稱(chēng)剛度矩陣的無(wú)阻尼系統(tǒng)的特征值和特征模態(tài)的計(jì)算。全部的子空間都被缺省地作為基本矢量，ABAQUS/Standard在考慮用戶(hù)對(duì)子空間的各種規(guī)定之后，通常計(jì)算出投影空間內(nèi)所有的有效復(fù)模態(tài)。用戶(hù)指定的需要求解的特征模態(tài)數(shù)不能超過(guò)投影子空間的維數(shù)。在復(fù)特征值提取過(guò)程中，為了能夠計(jì)入剛度矩陣或阻尼矩陣非對(duì)稱(chēng)的影響，程序能夠自動(dòng)使用非對(duì)稱(chēng)矩陣求解和存儲(chǔ)方法。如果用戶(hù)強(qiáng)行指定了對(duì)稱(chēng)矩陣的求解技術(shù)和存儲(chǔ)方法，矩陣非對(duì)稱(chēng)性的影響將被忽略。
關(guān)鍵字如下：
*COMPLEX FREQUENCY
關(guān)于ABAQUS復(fù)模態(tài)介紹.pdf
展開(kāi) 某純電動(dòng)車(chē)開(kāi)空調(diào)車(chē)內(nèi)振動(dòng)噪聲分析與優(yōu)化
2.2 模態(tài)分析
由于在掃頻過(guò)程中壓縮機(jī)一階50Hz對(duì)應(yīng)的3000r/min附近壓縮機(jī)本體振動(dòng)突變不明顯，可以排除是由壓縮機(jī)本體共振引起的車(chē)內(nèi)振動(dòng)噪聲問(wèn)題。因此將分析重點(diǎn)放在壓縮機(jī)到車(chē)內(nèi)振動(dòng)噪聲的傳遞路徑上。由于壓縮機(jī)安裝在驅(qū)動(dòng)電機(jī)上，接下來(lái)對(duì)由驅(qū)動(dòng)電機(jī)及差減速器組成的動(dòng)力總成進(jìn)行剛體模態(tài)測(cè)試，結(jié)果顯示該樣車(chē)原狀態(tài)動(dòng)力總成存在約48Hz的Pitch剛體模態(tài)，振形為繞整車(chē)Y軸旋轉(zhuǎn)，如圖9所示。
圖9 整車(chē)動(dòng)力總成剛體模態(tài)測(cè)試圖
而經(jīng)過(guò)原點(diǎn)頻響測(cè)試發(fā)現(xiàn)該樣車(chē)方向盤(pán)上也分別存在46Hz、50Hz的模態(tài)，如圖10所示。
圖10 方向盤(pán)頻響測(cè)試圖
通過(guò)車(chē)身仿真分析顯示整車(chē)聲腔一階模態(tài)也在50Hz附近，如圖11所示。
圖11 整車(chē)聲腔模態(tài)圖
綜合以上各子系統(tǒng)的測(cè)試結(jié)果，可以分析出該樣車(chē)開(kāi)空調(diào)車(chē)內(nèi)振動(dòng)噪聲大原因如下。
1） 壓縮機(jī)工作在3000r/min附近時(shí)，壓縮機(jī)一階振動(dòng)激勵(lì)與動(dòng)力總成48Hz的pitch剛體模態(tài)共振，通過(guò)車(chē)內(nèi)一階50Hz聲腔模態(tài)耦合放大，導(dǎo)致車(chē)內(nèi)駕駛員右耳噪聲在3000 r/min附近出現(xiàn)明顯轟鳴。
2） 壓縮機(jī)工作在3000r/min附近，壓縮機(jī)一階振動(dòng)激勵(lì)與動(dòng)力總成48Hz的pitch剛體模態(tài)共振，通過(guò)方向盤(pán)一階模態(tài)耦合放大，導(dǎo)致方向盤(pán)3000r/min附近振動(dòng)出現(xiàn)峰值。
3 優(yōu)化方案提出及效果驗(yàn)證
3.1 優(yōu)化方案分析
由于該問(wèn)題主要原因是壓縮機(jī)一階振動(dòng)激勵(lì)與動(dòng)力總成剛體模態(tài)共振，分別通過(guò)方向盤(pán)模態(tài)及聲腔模態(tài)耦合放大導(dǎo)致，基于項(xiàng)目實(shí)際情況，優(yōu)化方向考慮兩方面，一是在壓縮機(jī)振動(dòng)傳遞路徑上增加隔振降低共振激勵(lì)源壓縮機(jī)振動(dòng)，二是將動(dòng)力總成剛體模態(tài)與方向盤(pán)及聲腔模態(tài)解耦。
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