Motorvibrationer – en jämförelse mellan simulerad och uppmätt respons

(1)

Motorvibrationer – en

jämförelse mellan simulerad

och uppmätt respons

Engine vibrations – a comparison between calculated and

measured response

(2)

Sammanfattning

En beräkningsmodell för studier av ljud och vibrationer från motorblock har tagits fram på Volvo Powertrain. Beräkningsavdelningen på Volvo CE vill göra en studie av hur bra

överensstämmelse med verkligheten man kan få när man tittar på vibrationer på komponenter monterade på motorn. En vibrationsmätning görs i rigg och denna jämförs med motsvarande körning av modellen, arbetet går bland annat ut på att hitta ett lämpligt värde på dämpningen i modellen. Olika metoder diskuteras för att optimera denna.

Abstract

A simulation model of sound and vibrations radiated from the engine block has been

developed by Volvo Powertrain. The simulation department at Volvo CE wants to do a study of the correlation with the reality when looking at vibrations of components mounted on the engine. A vibration measurement is made in a test cell and is compared to corresponding runs in the model; one of the tasks is to find an optimal value of the damping in the model.

(3)

Innehåll

1. Inledning ... 3 2. Uppgift ... 3 2. Bakgrund ... 3 Dämpning ... 4 3. Mätningar ... 4 Metod ... 5 Resultat ... 5 4. Simulering ... 6 Metod ... 6 Optimering ... 9 Resultat ... 9 5. Jämförelse av resultat ... 12

Utan transmission HTE305 ... 13

Utan motorkuddar: ... 14

Med motorkuddar: ... 15

Utan motorkuddar: ... 16

Med motorkuddar: ... 18

Böjning ... 19

Med transmission HTE305 ... 21

6. Problem ... 25

7. Förbättringar ... 25

8. Referenser ... 26

Bilagor ... 27

Bilaga 1: Mätpunkter vid riggmätning [mm] ... 27

(4)

1. Inledning

Volvo CE är ett bolag i Volvo AB som tillverkar anläggningsmaskiner. Det är ett stort internationellt företag som är kända hos sina kunder för att göra bränslesnåla maskiner med hög tillförlitlighet. När en ny maskin ska utvecklas vill man att stora delar av utvecklingen ska ske innan det finns prototyper. Målet är att när ett projekt som ska ta fram en ny maskin startar så ska delsystem så som motorn redan vara färdig. För att nå det målet behövs virtuell utveckling användas mera. Detta för att spara tid och pengar men det medför också att man slipper köra så många prover i provriggar och färdig maskin. På detta sätt hjälper man till att spara miljön och man kan prata mer om en hållbar utveckling.

Inom ramen för det här arbetet ingår det att undersöka hur väl en virtuell motor

överensstämmer med en motor i en provrigg och maskin. Går det att använda den virtuella motorn för att dimensionera komponenter monterade på motorn?

Uppgift

Syftet med examensarbetet är att utvärdera hur god korrelation (överensstämmelse) som kan uppnås mellan simulerad och uppmätt respons om simulerade laster från Adams/Engine används som indata vid responsanalys i ANSYS. Förhoppningen är att få fram lastdata som gör det möjligt att använda detta som underlag för dimensionering av konsoler och dylikt på motorn, samt att ta fram optimal dämpning för modellen i rigg och senare i maskin. Det frekvensområde som därmed är av primärt intresse är ca 50-300 Hz. En 13-liters dieselmotor (D13) som lever upp till emissionskravet kallat US07 studeras i motorrigg för att på så sätt få kontrollerade och repeterbara förhållanden. En väl avstämd modell av denna motor finns, framtagen av Volvo Powertrain (VPT), så det som ska göras är att uppdatera denna modell för att få så god överensstämmelse som möjligt med situationen i motorriggen. Sedan uppdateras modellen med en hjullastartransmission, modell HTE305, för att jämförelser skall kunna göras med mätningar i maskin.

2. Bakgrund

Det är tre viktiga faktorer som bidrar till vibrationsnivåerna och beteendet för motorn och dess komponenter.

1. Stelkroppsrörelse av motorn på motorkuddarna. Motorn rör sig som en stel kropp. Detta kan skapa problem med anslutningar, speciellt vid uppstart och kraftiga stötar. 2. Deformation av motorblocket (globala vibrationer). Vid resonans kan detta ge stora

spänningar som kan leda till utmattning. 3. Lokala vibrationer av komponenter.

Bidraget från stelkroppsrörelser kan vara lätta att upptäcka t.ex. som vertikala linjer i vattenfallsdiagram men dessa moder är inte av intresse då de endast bidrar med små

deformationer och spänningar i motorblocket. De kan dock ställa till med problem vid flexibla monteringar och rörkopplingar. Approximativt kan man säga att den första harmoniska

(5)

Motorn som undersöks är 6-cylindrig och det medför att det sker tre tändningar på ett varv av vevaxeln, dvs. tredje ordningens vibrationer motsvarar tändfrekvensen och sjätte ordningen är dess första överton. Dessa borde därmed vara de starkaste ordningarna. Första

motorordningen som också är intressant motsvarar vibrationer som sker en gång per varv som vevaxeln gör. Masskrafterna uppkommer från obalanser i de roterande delarna i motorn och oscillerande massor, gaskrafterna uppkommer ur det tryck som skapas i cylindrarna då bränsleblandningen expanderar vid förbränning. [4]

Det är framförallt tre rapporter som beskriver modellen som används i exjobbet. Modellen kallas ”Numerical concept engine” och det är meningen att denna modell ska kunna användas vid konstruktion och analys av motorer för att förutsäga ljud och vibrationer.

ER-601514 beskriver uppbyggnaden av den dynamiska modellen i Ansys samt den modell i Adams/Engine som används för beräkning av de krafter som används som indata i Ansys. ER-601515 visar verifierade analysresultat från Adams/Engine. Några olika motormodeller körs och resultatet jämförs med mätningar. De beräknade lasterna från Adams testas också i en harmonisk analys i Ansys.

ER-601532 beskriver hur Ansysmodellen och de olika makron som följer med denna används. Modalanalysen och den harmoniska analysen beskrivs samt de ingående parametrarna i dessa inputfiler. Sedan beskrivs ett urval av de makron som kan användas för att postprocessa resultatet.

Dämpning

Alla verkliga strukturer innehåller förluster och för att kunna simulera detta antas att

dämpningen i strukturen är proportionell mot strukturens massa och styvhet, denna modell för dämpning kallas Rayleighdämpning. Alpha- och Betadämpning tillsammans med den

konstanta dämpningen är parametrar som varieras för att uppnå god korrelation mellan simulering och mätning. Alpha- och betadämpning (ALPHAD, BETAD) används i ANSYS för att specificera Rayleighdämpningens konstanter α och β, till detta kommer också ξ som anger en konstant dämpningskvot, i Ansys anges denna konstant med kommandot DMPRAT [6]. Dämpningsmatrisen C beräknas med dessa konstanter enligt

C = α(M) + (β+ βc)(K),

där M är massmatrisen och K är styvhetsmatrisen och βcberäknas från ξ som

βc= ξ/πf,

där f är svängningen eller vibrationens frekvens. ξi kallas dämpningskvot (damping ratio på

engelska) och är kvoten mellan dämpningen för mod i och den kritiska dämpningen. Om ωi är

egenfrekvensen för mod i så uppfyller α och β relationen [6] ξi= α/2ωi+ βωi/2.

3. Mätningar

(6)

Metod

Mätningar gjordes i 14 punkter på motorblocket som kan ses i bilaga 1. Efter exjobbet

påbörjats upptäcktes det att vissa av mätpunkternas placering inte var tillfredsställande (de var placerade på ventilkåpan istället för på motorblocket). Av denna anledning gjordes det en kompletterande mätning där dessa mätpunkter flyttades en aning. Vid detta tillfälle gjordes även ett enkelt försök att hitta stelkroppsfrekvenserna för motorn i motorriggen genom knackning med excitationshammare. Data från denna mätning efterbehandlas i Matlab, som används för att beräkna koherensen mellan mätningar i olika punkter. När koherensen har en topp kan man anta att punkterna rör sig likartat, dvs. motorn rör sig som en stel kropp. Detsamma testas för mätdatat från mätningarna då maskinen är igång men ger inte så tydliga resultat.

Under en mätning som tar ungefär 170 sekunder så stegas varvtalet upp från 700 rpm till 2000 rpm. Fem olika körningar görs, skillnaden vid dessa är belastningen på motorn, 0 %, 25 %, 50 %, 75 % och 100 % av den maximala belastningen används. Det är mätningen med 100 % belastning som används i denna undersökning.

Resultat

Det hade varit önskvärt att stelkroppsmodernas frekvenser hade legat på max 70 % av lägsta intressanta frekvens som är ca 50 Hz. Så verkar inte vara fallet, knackningen ger

egenfrekvenser mellan 6 och 45 Hz. På de opererande mätningarna ser det ut som om det skulle vara en stelkroppsmod mellan 50 och 60 Hz, detta skulle dock kunna bero på att momentmaximumet ligger där.

Vid mätningen med 100 % last så är momentet ca 1400 Nm vid 700 rpm och detta stiger sedan ganska linjärt upp till ca 2300 Nm vid ca 1100 rpm för att sedan minska igen efter 1200 rpm. Alltså maximalt moment tas ut då tändfrekvensen ligger mellan 55 och 60 Hz

(1200/60*3=60). Figur 1 visar momentkurva och figur visar exempel på mätresultat.

Figur 1: Moment som funktion av varvtal för en körning

600 800 1000 1200 1400 1600 1800 2000 1200 1400 1600 1800 2000 2200 2400 RPM M om ent [ N m ]

(7)

Figur 2: Exempel på vattenfalldiagram i en mätpunkt, de olika motorordningarna ses som linjer. Ordningen med högst amplitud är tredje ordningen som motsvaras av tändfrekvensen

4. Simulering

Metod

(8)

endast resultat i noder som motsvarar mätpunkterna i riggen. Figur 3 visar motor med de komponenter som används i analysen.

Figur 3: Motor utan element som inte finns på motor i rigg

En modalanalys görs med den medföljande inputfilen som använder Block Lanczos lösaren i ANSYS [6], i denna inputfil kan man ställa in mellan vilka frekvenser egenfrekvenser skall beräknas. Standard är mellan 30 och 630 Hz men den undre gränsen sätts till nära 0 Hz. Detta för att få med alla stelkroppsfrekvenserna oavsett om motorkuddar används eller inte. Efter denna analys kan egenfrekvenser och egensvängningsformer studeras.

En harmonisk analys utförs också med medföljande inputfil som modifieras för att kunna få ut förskjutningsmatriserna i de intressanta punkterna, dvs. mätpunkterna från riggen. Nu kan förskjutningarna från simuleringen jämföras med förskjutningsdata från mätningarna. I inputfilen för den harmoniska analysen kan man välja vilka moder som ska vara med i superpositionen av moder, eller rättare sagt så kan den lägsta och högsta moden av intresse från modalanalysen väljas. Här bestäms också vilken dämpning som önskas, först används dämpningen som föreslås i programmet, senare görs en loop över olika dämpningar. Det första som görs i den harmoniska analysen är att lastfilerna läses in, dessa filer har genererats i Adams/Engine utifrån cylindertryck. [3], [8]

(9)

frekvensområdet där stelkroppsrörelsen är dominerande. Motorkuddarna som är av högst ickelinjär karaktär gör att denna typ av analys (Lanczos och superposition av moder) inte ger bra resultat [6]. Materialegenskaperna för motorkuddarna som används vid upphängningen i riggen är heller inte känd och detta skapar ytterligare osäkerhet i analysen.

Modellen av motorn uppdateras senare med hjullastartransmissionen HTE305, för att kunna jämföras med mätning i maskin. Hela ytorna kopplas inte ihop utan elementen närmast bulthålen i den nya svänghjulskåpan kopplas samman med elementen på andra sidan (med bonded (always) [6]), detta för att kopplingen inte ska bli för styv. Modellen behöver korrigeras en aning för att få korrekt massa, det görs genom att skala upp densiteterna på de olika materialen (lila och rött i Figur 6), trögheten tas inte hänsyn till.

Med modellen följer ett bibliotek med färdiga funktioner som kan användas för att få ut olika mått, exempelvis ett som ger rms-värdet för blockböjningen som funktion av varvtalet. Här används förskjutningen i tre punkter för att beräkna hur blocket böjs. Dessa funktioner används som inspiration till den matlabkod som används senare för att jämföra de olika signalerna. Ett script för att räkna ut ett mått relaterat till böjning och ett som räknar ut ett mått relaterat till torsion tas fram.

För att beräkna böjmåttet är det förskjutningen i tre punkter som används, här är det viktigt att fasen finns med i signalen, därför används komplexa signaler. Om det är förskjutningarna i punkterna k1,k2 och k3 som skall jämföras och K1,K2 och K3 är förskjutningsvektorn i respektive punkt så beräknas böjmåttet enligt

½ (K1+K3) – K2.

För att ta fram ett torsionsmått behövs det 4 punkter. Måttet är likt böjmåttet men beräknas som

K1+K4-K2-K3.

Böj- och torsionsmått illustreras i figur 4 nedan.

(10)

Optimering

För att ändra dämpningsparametrarna alphad och betad loopas hela harmoniska analysen över a_par och b_par som är en faktor som skalar om just alpha- och betadämpningen. Också den konstanta systemdämpningen varieras mellan 2 och 12 % för beräkningar utan motorkuddar. För att ta ut den bästa dämpningen används en okulär metod, vid utvalda ordningar jämförs den uppmätta responsen med simulerad respons vid olika dämpningar. Den dämpning som anses ge, dels bäst nivåer och bäst likhet i kurvornas form väljs. Försök har gjorts med

matlabscript för att få ut ett optimalt värde på variabeln dmprat men dessa försök har bara lett till svårigheter och tvetydiga resultat. Tanken var att få ut ett mått på skillnaderna mellan simulering och mätning vid olika dämpningar. För att få ut ett sådant så samplas först mätdatat ner så att det kan jämföras direkt med datat från simuleringen, sedan är det bara att dra ifrån vektorvis. Problemet kan vara att frekvenstopparna är förskjutna i frekvens och när man gör så här så blir det bättre ju högre dämpning som används bara för att topparna helt enkelt trycks ner. För att motverka detta testas det att förskjuta kurvorna i frekvens innan jämförelsen men det löser inte heller problemet. Kurvorna måste jämföras på något annat sätt.

Resultat

Den första torsionsmoden av motorblocket finns vid 220 Hz och den första böjmoden vid cirka 290Hz.

Figur 5: Fördelning av egenfrekvenser med motorkuddar

Figur 6 visar över olika ordningar där denna dämpning varierats mellan 2 och 12 % för beräkningar utan motorkuddar. Orsaken till att det som synes är mycket stora skillnader mellan beräkning och mätning vid låga ordningar är just frånvaron av motorkuddar vid beräkningen och stelkroppsmoderna som ger höga vibrationsamplituder vid mätningen.

(11)

Figur 6: Vibrationshastigheter för olika ordningar, den konstanta systemdämpningen varieras mellan 2 och 12 %.

Vid ett försök att optimera denna dämpning ses att dämpningen inte gör någon större skillnad vid de lägre ordningarna men efter ordning 4,5 börjar skillnad synas. Beroende på att vid ordningarna under finns det inga resonanser. 7 % är den dämpning som tycks ge det bästa resultatet, speciellt vid ordningarna kring 7,5 som är en av ordningarna som visar bäst korrelation mellan mätning och simulering.

Transmissionen som senare läggs till i modellen väger 905 kg men utan svänghjulskåpa blir det 823 kg, enligt vägning [5] så väger den 1090 kg utan svängshjulskåpan. Skillnaden beror

(12)

bl.a. på att transmissionen vid mätningen är oljefylld, då är det ca 70 kg olja i transmissionen. Till detta kommer det också två stycken pumpar som inte är med i modellen, i det vänstra hålet i figur 7 nedan skall en pump sitta som väger 92 kg och i det högra en som väger 56 kg.

(13)

5. Jämförelse av resultat

För att kunna jämföra mätning och simulering på ett tillfredsställande sätt så jämförs ordning för ordning. Det har även testats att jämföra den totala vibrationsnivån men det blir då svårare att hurvida signalerna stämmer överens. Om simuleringar med motorkuddar men med och utan stelkroppsmodererna jämförs så ser man att det är vissa motorordningar som inte verkar bero av stelkroppsmoderna, bäst syns detta i ordningarna 6, 7, 7.5 och 9, se figur 7. Vid några av dessa ordningar så finns det en tydlig resonans vid ca 220 Hz som svarar mot den första torsionsmoden för motorn, som enligt [1] har egenfrekvensen 196 Hz (observera att detta värde är för ett ensamt block) och enligt simuleringen finns det tre torsionsmoder omkring denna frekvens 209, 221 och 225 Hz, vilken som är dominerande beror på vilken punkt som studeras. När mätning och simulering jämförs ses ytterligare ett par ordningar som har bra korrelation, ordning 1 och 4.5. I ordning 1 ses att tendensen är densamma men att mätningen störs av resonanser vid två olika frekvenser (ca 15 och 18 Hz). 18 Hz har tidigare observerats som stelkroppsfrekvens i y-led för uppställningen. I simuleringen används inga

egenfrekvenser under 85 Hz och därför fås inga toppar i de lägre ordningarna. När

dämpningen varieras så är det bara resonanstopparna som förändras, vid högre dämpning så trycks dom ner. I början av arbetet varieras endast alpha- och betadämpningen som bestäms av kommandona ALPHAD och BETAD men senare används istället DMPRAT för att variera den konstanta dämpningskvoten. Detta ger bättre resultat. I [2] anges ett värde denna

(14)

Figur 8: Punkt 10, olika ordningar. Blå kurva: Simulering med motorkuddar, med stelkroppsmoder; Grön kurva: Simulering med motorkuddar, utan stelkroppsmoder; Röd kurva: Mätning.

Utan transmission HTE305

Figurerna 9-12 nedan visar vibrationshastighet i y-riktningen i de olika punkterna, tendensen stämmer väl överens men medelnivån vid ordning 1 är relativt mycket lägre. Detta kan kanske bero på att stelkropppsmoderna i ordning 1 är eliminerade ur simuleringen. Vid några av punkterna är dock överensstämmelsen god. Vid graferna nedan har 7 % konstant

systemdämpning använts samt defaultvärden på Rayleigh-dämpningens koefficienter, alpha och beta. 8 10 12 14 16 0 0.005 0.01 has ti ghet [ m /s ]

Jämförelse ordning 0.5 punkt 10

[HZ] 15 20 25 30 0 0.005 0.01 0.015 has ti ghet [ m /s ]

Jämförelse ordning 1 punkt 10

[HZ] 40 50 60 70 80 90 0 0.01 0.02 0.03 0.04 has ti ghet [ m /s ]

[HZ] 60 80 100 120 140 0 0.005 0.01 0.015 has ti ghet [ m /s ]

[HZ] 80 100 120 140 160 180 0 2 4 6 8x 10 -3 has ti ghet [ m /s ]

[HZ] 100 120 140 160 180 200 220 0 0.005 0.01 0.015 has ti ghet [ m /s ]

[HZ] 100 150 200 0 2 4 6x 10 -3 has ti ghet [ m /s ]

[HZ] 150 200 250 0 1 2 3 4x 10 -3 has ti ghet [ m /s ]

(15)

Utan motorkuddar:

Figur 9: Vibrationshastighet i de olika mätpunkterna, en tydlig tendens till kvadratiskt beteende kan ses, denna tendens diskuteras i [2]

Figur 10: Vibrationshastighet i de olika mätpunkterna

(16)

Figur 11: Vibrationshastighet i de olika mätpunkterna, två resonanstoppar ses och båda stämmer relativt bra överens i både amplitud och frekvens

Med motorkuddar:

Figur 12: Simulering med motorkuddar och stelkroppsmoder, de tre övre kurvorna är för punkterna på översidan av motorn. Toppen på 50-60 Hz sammanfaller med maximum för momentet

(17)

Figurerna 13-18 nedan visar medelvärdet av vibrationshastigheten i y-led över mätpunkterna, utan motorkuddar och med 7 % konstant systemdämpning samt defaultvärden på alpha- och betadämpning.

Utan motorkuddar:

Figur 13: Medelvärde över mätpunkterna, motorordning 1

Figur 14: Medelvärde över mätpunkterna, motorordning 4,5

(18)

Figur 16: Medelvärde över mätpunkterna, motorordning 7,5

(19)

Med motorkuddar:

Figur 18: Medelvärde över mätpunkterna, motorordning 3, med stelkroppsmoder

Graferna visar på relativt god överensstämmelse mellan simulering och mätning, vid de högre ordningarna fås högre amplitud från simulering än från mätning, topparna är också förskjutna uppåt i frekvens med upp till ca 10 %. Om denna förskjutning i frekvens antas härröra från det

(20)

faktum att modellen har för låg massa så skulle det behövas ca 20 % ökning av massan för att kompensera för detta. Modellen i Ansys har den totala massan 686,8 kg men det är utan alla rörliga delar så som vevaxel och svänghjul. Massan för en komplett motor är ungefär 1300 kg så en ökning med 20 % kan vara en lämplig åtgärd. Problemet blir att avgöra var den extra massan skall placeras, vid ett första försök skulle blocket och toppens massa kunna skalas upp.

Resultat från simulering med motorkuddar tas som synes endast med från ordning 3, detta för att detta är den starkast exciterade ordningen, tändordningen. Vid simulering utan

motorkuddar erhålls ett dåligt resultat vid denna ordning men med motorkuddar blir resultatet bättre. Detta är anledningen till att det här resultatet tas med här trots att denna analys inte beskriver verkligheten bra. För den 6e ordningen så fungerar det dock ganska bra utan

motorkuddar, nivåerna blir i och för sig ganska låga men det blir inte bättre med motorkuddar.

Böjning

(21)

Figur 19: Exempel på resultat från Böjningsjämförelse, puntkerna 9, 10 och 11 används, utan

stelkroppsmoder. För att få frekvensen för ordningen divideras varvtalet med 60 och multipliceras med ordningstalet.

(22)

För ordning 3 är det väldigt stor skillnad mellan simulerad och uppmätt böjning. Det skulle kunna bero på att det är stora amplituder vid denna ordning, böjningen försvinner i bruset och att då blir mätresultatet inte är så tillförlitligt. Överlag så ser resultatet bra ut, nivåerna

stämmer relativt bra överens.

Med transmission HTE305

Nedan ges exempel på resultat från simuleringar med motor och transmission, vikten på transmissionen är uppskalad till 1090 kg för att massa och tröghet ska hamna närmare det som transmissionen har i maskin. 7 % konstant systemdämpning och standardvärden på

Rayleighdämpningen används. Vid 63 Hz finns en böjmod där modellen böjs längs y-axeln och vid 79 Hz längs z-axeln. Moder där blocket upplever torsion återfinns vid några olika frekvenser, bl.a. 224, 304 och 317 Hz.

(23)

Figur 21: Jämförelse mellan simulering med stelkroppsmoder och utan, blå kurva är med. Som man kan förvänta sig är ordningarna 3 och 6 de starkaste

8 10 12 14 16 0 2 4 6x 10 -3 has ti ghet [ m /s ]

[HZ] 15 20 25 30 0 1 2 3x 10 -3 has ti ghet [ m /s ]

[HZ] 40 50 60 70 80 90 0 0.02 0.04 0.06 has ti ghet [ m /s ]

[HZ] 60 80 100 120 140 0 2 4 6x 10 -3 has ti ghet [ m /s ]

[HZ] 80 100 120 140 160 180 0 0.005 0.01 0.015 has ti ghet [ m /s ]

[HZ] 100 150 200 0 1 2 3x 10 -3 has ti ghet [ m /s ]

[HZ] 150 200 250 0 0.5 1 1.5 2x 10 -3 has ti ghet [ m /s ]

(24)

(25)

(26)

6. Problem

Ett stort problem under arbetets gång har varit att sätta sig in i de befintliga input-filerna för att förstå vad som görs under simuleringarna och för att kunna exportera intressanta data. Problemen med mätningarna grundar sig i att stelkroppsfrekvenserna ligger relativt högt i frekvens och därmed stör det intressanta området. Den jämförelsemetod som används visar sig vara besvärlig att tillämpa p.g.a. stelkroppsrörelsen, detta är orsaken till att ett böjmått studeras. Ytterligare problem var att optimera dämpningen, ingen bra metod har hittats så det har gjorts manuellt.

7. Förbättringar

Datat för motorkuddarna var bara en chansning så ifall dessa gjordes om som de ser ut i riggen och med rätt styvhet skulle kanske resultatet vid körningar med dessa kunna förbättras, speciellt vid lägre frekvenser. Skillnaden i konfigurationen av motorkuddarna mellan modell och rigg är att det i modellen sitter två motorkuddar fram och en bak som i maskinen, medan det i riggen sitter två motorkuddar både fram och bak. Detta kan leda till att installationen blir styvare och stelkroppsmoderna skjuts uppåt i frekvens. Styvheten på motorkuddarna i riggen är anpassade för att det även ska sitta en transmission på motorn. Problematiken med att gummikuddarna är ickelinjära kvarstår dock och för att lösa detta kan en modell som

(27)

8. Referenser

[1] ER-601514, Calculation Report. Description of Numerical concept engine model set-up and analysis in Ansys and Adams/Engine advanced cranktrain. Dynamic FE-model of P3132 is updated and used as example. Magnus Gustafsson, 2006-02-21

[2] ER-601515, Calculation Report. Verification of torsional vibration, cranktrain forces and engine mount vibrations calculated with Adams/Engine advanced cranktrain based on measurements on MD11, MD13 and MD16. Magnus Gustafsson, 2006-02-21

[3] ER-601532, Calculation Report. Description of Numerical Concept Engine simulations and post processing using Ansys. The method is verified by measurement on P3132 with and without flat reinforcement plate. Magnus Gustafsson, 2006-02-21

[4] Guidelines to engine dynamics and vibration, Hannu Tienhaara, 2004 [5] Vägning av P2180 (HTE305 Lock-up), Roger Larson, 2007-10-11 [6] ANSYS Commands Reference,

http://www.ansys.stuba.sk/html/com_55/CBooktoc.htm

[7] ER-604888, Calculation Report. Description and verification of techniques for FE engine assembly including non-linear gasket for valve cover and oil pan and fluid structure

interaction. Key words: CMS, SEREP, FSI, Full harmonic response. Magnus Gustafsson, 2006-04-20

(28)

Bilagor

Bilaga 1: Mätpunkter vid riggmätning [mm] Index: Mätpunkt: Nod:

(29)

Bilaga 2: Superelement i modellen

LIST ALL SELECTED ELEMENTS. (LIST NODES)

***** ANSYS - ENGINEERING ANALYSIS SYSTEM RELEASE 11.0 ***** ANSYS Structural U

00213276 VERSION=INTEL NT 12:48:07 JUN 11, 2007 CP= 9.953 ELEM MAT TYP REL NODES

584183 100 50 643 MATRIX50 File: ac_comp Finns inte i uppställningen 584184 101 50 643 MATRIX50 File: air_comp Finns nte i uppställningen 584185 102 50 643 MATRIX50 File: alt_3132 Finns inte i uppställningen 584186 103 50 643 MATRIX50 File: brack_fr

584187 104 50 643 MATRIX50 File: brack_rl 584188 105 50 643 MATRIX50 File: brack_rr 584189 106 50 643 MATRIX50 File: cool_cvr 584190 107 50 643 MATRIX50 File: exh_3590

584191 108 50 643 MATRIX50 File: fan_visc Finns inte i uppställningen 584192 109 50 643 MATRIX50 File: frc_seal

584193 110 50 643 MATRIX50 File: fuel_fil

584194 111 50 643 MATRIX50 File: gearbox Finns inte i uppställningen 584195 112 50 643 MATRIX50 File: inletman

584196 113 50 643 MATRIX50 File: oil_filt 584197 114 50 643 MATRIX50 File: oil_pump

584198 116 50 643 MATRIX50 File: pto Finns inte i uppställningen 584199 117 50 643 MATRIX50 File: starter