本稿では、エンジンの機構解析で求めた振動伝達力と実験により得られた伝達関数を用いたハイブリッド伝達経路解析手法について報告する。普通型コンバインのオペレータ位置の振動に対し、従来法であるマウント剛性法と本稿で提案するハイブリッド手法を適用し、提案手法の有効性を示す。伝達経路解析は、評価点の応答に対して寄与の大きな経路を特定する手法(1)である。すると次式で表すことができる。射影成分で定義することができ、次式で表すことができる。提案手法と比較するための入力同定方法として、マウント剛性法を用いた。マウント剛性法は、入力点での駆動系側と受動系側の変位の差と入力点での複素動剛性を用いて入力を同定する方法である。マウント剛性法における入力は、次式で表すことできる。おける入力点での受動系側の加速度である。図1に実験で用いた普通型コンバインの外観を示す。評価点は、シート取付け部、フロア部、ステアリング部とした。評価条件は、脱穀部や刈取り部を停止したアイドリング時の振動とした。図2にエンジンの搭載レイアウトを示す。エンジンルームはオペレータの座席の下に位置し、エンジンルーム内には3気筒立形水冷ディーゼルエンジン(表1)が搭載されている。エンジンは、4点でメインフレームに防振ゴム(以下エンジンマウントと記す。)を介して取付けられている。エンジンマウントは、地面に対し30°傾斜して配置されている。エンジンマウントの名称は、図中に示している。4つのエンジンマウントに対し、X、Y、Z方向の計12の経路を振動伝達経路として想定した。X方向をクランク軸方向、Z方向をエンジンマウントの圧縮方向とし、Y方向をX方向とZ方向に直交する方向とした。engine3.振動伝達力の解析モデル本節では、エンジンからコンバインのメインフレームへの振動伝達力を計算する機構解析モデルに関して述べる。図3に機構解析モデルの概要を示す。エンジンの各要素や要素間を結合するジョイントの定義を以下に示す。:実験データメインベアリング、クランクピンベアリング:回転ジョイントスラストベアリング:クランク軸方向のみ拘束ピストン-シリンダブロック:並進ジョイントエンジンマウント:周波数依存特性と振幅依存特性を考慮メインフレーム:無(グランド)それぞれの要素を3D上に配置し、各要素間をジョイントで結合している。図4に機構解析で用いたエンジンマウントのモデルを示す。エンジンマウントの周波数依存特性を表すため一般化Maxwellモデル(6)を用いた。エンジンマウントの振幅依存特性を表現するために一般化Maxwellモデルに変位によって荷重が変化する非線形バネを加えた。図5は、単体試験(7)により計測されたエンジンマウントの複素動剛性と計算モデルで使用した複素動剛性を示す。Maxwellモデルの数を3と定義し、エンジンマウントの単体試験結果を元にそれぞれのバネとダッシュポットの値を同定した。機構解析で求めた振動伝達力と比較するために、エンジン運転時の振動伝達力をマウント剛性法により同定した。図6に示すようにエンジンマウント部のエンジン側とメインフレーム側の両側の加速度を計測した。計測した加速度信号を高速フーリエ変換(FFT)により時間領域から周波数領域に変換した。周波数分析の際の周波数分解能は1Hz,平均化の回数は30回とした。平均化の過程での各信号の位相の基準は、マウント1の上下方向とした。式3に示したように計測された加速度を周波数領域で2回積分し、複素動剛性を乗じることにより振動伝達力を同定した。図7に示すように伝達関数の計測には、インパクトハンマーと加速度計を用いた。今回はエンジンマウント部を直接加振することできないので相反定理を用いて計測した。相反定理を用いて次式で表すことができる。点での応答加速度である。本節では、機構解析モデルで求めた振動伝達力の精度に関して述べる。図8は、機構解析より求めた振動伝達力の結果と実験で同定した結果を比較したものである。機構解析で得られた結果は時間領域の結果であるので、FFTにより周波数領域に変換をおこない、比較した。エンジン回転は、アイドリング時の回転である1500min-1である。振動伝達力のピークは、エンジン回転のハーフ次数毎に現れていることがわかる。1次成分である25Hz、1.5次成分である37Hzのピークが大きいことがわかる。これは、解析結果と実験結果いずれにおいても同様である。ピーク値を比較すると、解析結果と実験結果は、よく一致していることがわかる。伝達関数の計測には相反定理を用いた。試験の初めに相反定理が成り立つことを確認した。エンジンマウント位置を加振することができなかったので、マウント近傍のフレームを加振し相反定理を確認した。図9にエンジンマウント近傍位置からフロア位置まで伝達関数の相反定理の確認結果を示す。応答点をフロア位置とした場合の伝達関数である。図中の破線は、入力点をフロア位置、応答点をエンジンマウント近傍とした場合の伝達関数を示している。振幅、位相ともによく一致しており、相反定理が成り立つことを示している。図10に計測した伝達関数を示す。図10a、図10bは、それぞれ振幅、位相を表しており、図10cはコヒーレンスを示している。コヒーレンスは10Hz以下と反共振点以外では概ね1に近い値をとり、入力と出力の相関がよいことを示している。コヒーレンスが悪化した原因は、反共振点では応答信号が小さいこと、10Hz以下では加振力が不十分であったことなどが挙げられる。オペレータ位置の振動伝達経路解析の結果について述べる。図11は、フロア位置の振動に対する各経路の寄与を示したものである。図11aは、機構解析で求められた入力に基づいて得られた寄与であり、図11bは、マウント剛性法で同定した入力に基づいて得られた寄与である。実際の振動振幅を各図の上部に示している。実際の振動でのメインの周波数は、エンジン回転の1次成分である25Hzである。同様に伝達経路解析により合成された振動振幅も25Hzの成分が大きいことがわかる。25Hzの振動に着目すると、最も寄与の高い経路は、マウント3のZ方向である。マウント4のX方向は、負の寄与を示す。エンジン回転の1.5次成分である37Hzの振動に関しては、マウント1のY方向が最も寄与が大きく、マウント3のY、Z方向は負の寄与を示す。これらの傾向は、マウント剛性法、提案手法いずれにおいても同様である。図12および図13は、それぞれ25Hz、37Hzにおける各経路の寄与振動を複素平面上で表現したものである。図中には、実際の振動の実測値も併せて示している。各経路の位相の基準は、マウント1のZ方向とした。それぞれの手法を比較すると振幅、位相共によく一致していることがわかる。これらの結果より、機構解析で求めた入力に基づいた振動伝達経路解析が有効であるということができる。機構解析により求めた振動伝達力と実測した伝達関数を用いてオペレータ位置での振動レベルの予測をおこなった。図14に振動レベルの実測値と予測値を比較した結果を示す。ステアリング部の振動レベルには、手腕系の感覚補正(8)を用いている。シート取付け部とフロア部の振動レベルには、全身振動の感覚補正(9)を用いている。実測値と予測値の差は、概ね3dB以内であり、よく一致していることがわかる。エンジンの機構解析と実測した伝達関数を用いて、オペレータ位置の振動レベルを予測することができるということができる。Steeringおわりにエンジンの機構解析で求めた振動伝達力と実験により得られた伝達関数を用いたハイブリッド伝達経路解析手法の有効性について確認をおこなった。提案手法によって求められたオペレータ位置の振動に対する各経路の寄与は、従来法であるマウント剛性法と同様の傾向を示した。提案手法とマウント剛性法において、各経路の振幅と位相に関してもよく一致する結果を得ることができた。提案手法によりオペレータ位置の振動レベルの予測をおこなった結果、実測値と予測値の差は概ね3dB以内であった。オペレータ位置の振動レベルに対して入力側のパラメータスタディが可能であるということができる。Regionソーシャルメディアプライバシーポリシークッキーポリシーご利用にあたって当社の名を騙った詐欺にご注意ください。