某微型車駕駛室座椅導(dǎo)軌怠速異常振動分析與改進(jìn)

呂兆平 楊 曉 秦際宏

（上汽通用五菱汽車股份有限公司技術(shù)中心）

1 前言

上汽通用五菱汽車公司新五菱之光車型換裝了柳機(jī)0.998 L發(fā)動機(jī)后，在怠速工況下，駕駛室座椅導(dǎo)軌出現(xiàn)了異常抖動，嚴(yán)重影響了乘坐舒適性。針對這一問題，文中展開了理論研究，建立了基于懸置元件怠速工況下動剛度的動力總成懸置系統(tǒng)動力學(xué)模型。由LMS試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析系統(tǒng)測得了發(fā)動機(jī)在整車實(shí)際工況下的運(yùn)行模態(tài)參數(shù)，通過對計(jì)算和實(shí)測數(shù)據(jù)進(jìn)行分析，找到了導(dǎo)致導(dǎo)軌異常振動的原因并進(jìn)行了改進(jìn)，獲得良好效果。

2 動力總成懸置系統(tǒng)動力學(xué)模型

2.1 懸置系統(tǒng)簡化力學(xué)模型

將動力總成視為一個(gè)具有6自由度的剛體，且與3或4個(gè)懸置支撐構(gòu)成動力總成懸置系統(tǒng)，其動力學(xué)模型如圖1所示[1～2]。設(shè)動力總成置于相互正交的G0XYZ坐標(biāo)系中，其中原點(diǎn)G0為靜止時(shí)動力總成的質(zhì)心。剛體運(yùn)動有6個(gè)自由度，即沿X、Y、Z方向的位移 x（縱向）、y（橫向）、z（垂向），以及繞 X、Y、Z 軸的轉(zhuǎn)角 θx（側(cè)傾）、θy（俯仰）、θz（橫擺），其廣義坐標(biāo)為：

利用拉格朗日方程和虛功原理可得動力總成懸置系統(tǒng)的振動方程為：

式中，[M]為系統(tǒng)質(zhì)量矩陣；[C]為系統(tǒng)阻尼矩陣；[K]為系統(tǒng)剛度矩陣；F（t）為激振力；q¨=（x¨，y¨，z¨，θx，θy，θz）T，為6個(gè)廣義加速度列向量。

通常將動力總成懸置系統(tǒng)的振動看做微小振幅運(yùn)動，懸置的隔振性能也只需在低頻范圍內(nèi)考慮，懸置阻尼可以有效降低共振的峰值，對系統(tǒng)動態(tài)特性和固有頻率影響很小，同時(shí)懸置阻尼一般很小，因此可以忽略不計(jì)。對系統(tǒng)進(jìn)行固有頻率和固有振型的計(jì)算，只需考慮無阻尼自由振動情況。

因此，忽略阻尼作用的動力總成懸置系統(tǒng)自由振動方程為：

由式（3）可計(jì)算得到系統(tǒng)的6階固有頻率ωj，（j=1，2，3，4，5，6）和固有振型{φ}。

2.2 能量解耦法

能量解耦法是指從能量角度實(shí)現(xiàn)各自由度的解耦。如一僅做垂直自由振動的空間剛體和其它自由度解耦時(shí)，其振動能量只集中于垂直方向自由度上。

當(dāng)系統(tǒng)以第j階模態(tài)振動時(shí)，第k個(gè)廣義坐標(biāo)分配的能量占系統(tǒng)總能量的百分比為[2]：

式中，mkl為質(zhì)量陣的第 k 行第 l列元素；（φi）l為振型（φi）的第 l個(gè)元素；（φi）k為第 k 個(gè)元素；為系統(tǒng)做i階主振動時(shí)的最大動能；Tk為第k個(gè)廣義坐標(biāo)上分配到的能量。

2.3 Matlab編程計(jì)算懸置系統(tǒng)固有頻率和固有振型

采用Matlab編制設(shè)計(jì)程序[3]，將表1～表3參數(shù)代入程序得到本研究實(shí)例的動力總成懸置系統(tǒng)固有頻率和固有振型如表4所列。

表1 動力總成慣性特性參數(shù)（整車坐標(biāo)系）

表2 懸置安裝位置及動力總成質(zhì)心坐標(biāo)

表3 原懸置系統(tǒng)主軸剛度（參考整車坐標(biāo)系） N/mm

表4 原系統(tǒng)固有頻率和解耦率分布

3 動力總成剛體模態(tài)試驗(yàn)分析

為了驗(yàn)證理論分析結(jié)果和評價(jià)隔振效果，必須進(jìn)行整車狀態(tài)下動力總成的剛體振動模態(tài)試驗(yàn)[4]。本文應(yīng)用LMS試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析系統(tǒng)測試發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)在怠速工況下的振動響應(yīng)數(shù)據(jù)。數(shù)據(jù)采集設(shè)備為SC316的24通道數(shù)據(jù)采集4通道激勵系統(tǒng)，5個(gè)3向ICP加速度傳感器和3個(gè)力傳感器布置在測點(diǎn)位置，其中發(fā)動機(jī)和變速器各布置8個(gè)測點(diǎn)，懸置上布置2個(gè)測點(diǎn)，一共18個(gè)測點(diǎn)（圖2）。測得怠速工況下振動響應(yīng)信號，經(jīng)數(shù)據(jù)采集前端放大、濾波等信號處理后，傳輸?shù)接?jì)算機(jī)并導(dǎo)入到LMS模態(tài)試驗(yàn)分析系統(tǒng)模塊，計(jì)算得到發(fā)動機(jī)怠速工況下的運(yùn)行模態(tài)參數(shù)如表5所列。圖3為動力總成剛體模態(tài)繞曲軸方向模態(tài)振型。本測試參考GMW 8447 PT powertrain rigid body modal analysis test procedure[5]程序來進(jìn)行。

表5 整車狀態(tài)下動力總成剛體模態(tài)頻率與阻尼比

4 座椅導(dǎo)軌異常振動機(jī)理分析及方案驗(yàn)證

4.1 座椅怠速異常振動機(jī)理分析

本公司NVH評價(jià)標(biāo)準(zhǔn)中對于轉(zhuǎn)向盤、座椅導(dǎo)軌振動量級限值的要求：一般是X、Y、Z的3個(gè)方向轉(zhuǎn)向盤振動加速度≤0.02g（怠速時(shí)），座椅導(dǎo)軌振動加速度≤0.003g（怠速時(shí)）；空調(diào)開啟時(shí)會稍微高一點(diǎn)，轉(zhuǎn)向盤振動加速度≤0.03g，座椅導(dǎo)軌振動加速度≤0.004g。超過此限值，相關(guān)部件就需要進(jìn)行調(diào)整。懸置系統(tǒng)是引起座椅異常振動的一個(gè)重要因素，有時(shí)排氣系統(tǒng)吊耳剛度的調(diào)校也非常關(guān)鍵。

怠速時(shí)對轉(zhuǎn)向盤、座椅導(dǎo)軌進(jìn)行FFT（諧波）分析非常重要，主要作用是了解頻率成分進(jìn)而推斷引起問題的可能原因。

對于4缸4沖程發(fā)動機(jī)來說，0.5、1、1.5階振幅一般較小，其中0.5階有時(shí)在一些座椅導(dǎo)軌上表現(xiàn)較為明顯，車內(nèi)感覺是低頻晃動，很不舒服，原因主要是發(fā)動機(jī)燃燒不均勻；懸置系統(tǒng)固有頻率太低，致使0.5階頻率放大。若1階、1.5階振幅過大，更多需要通過調(diào)整ECU解決。而對于3缸發(fā)動機(jī)，本身存在1階往復(fù)慣性力矩不平衡和1.5階燃燒激勵成分，懸置調(diào)試有時(shí)比較困難。4缸發(fā)動機(jī)的2階、4階振動成分較大，且多是和懸置隔振不足有關(guān)，可以通過降低繞曲軸旋轉(zhuǎn)的側(cè)傾模態(tài)、垂向上下模態(tài)等來進(jìn)行改善。

4.2 原車怠速振動測試數(shù)據(jù)分析

對原車進(jìn)行怠速振動測試，得到座椅導(dǎo)軌處怠速振動頻譜如圖4所示。

從圖4的測試數(shù)據(jù)來看，在空調(diào)關(guān)閉狀態(tài)下，座椅導(dǎo)軌的2階振幅值X方向?yàn)?.0005g，Y方向?yàn)?.0015，Z方向?yàn)?.006g；空調(diào)開啟狀態(tài)下，座椅導(dǎo)軌2階振幅X方向?yàn)?0.001g，Y方向?yàn)?0.0015g，Z方向?yàn)?.005g。兩種狀態(tài)下Z方向的2階振幅都超過了限值要求，主觀感受非常明顯。

該車型發(fā)動機(jī)怠速轉(zhuǎn)速為850 r/min，對應(yīng)的點(diǎn)火頻率為28.3 Hz，按照懸置系統(tǒng)固有頻率設(shè)計(jì)中繞曲軸旋轉(zhuǎn)的側(cè)傾模態(tài)低于1/2怠速激勵頻率的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，則懸置系統(tǒng)的側(cè)傾模態(tài)應(yīng)低于14.2 Hz，而從整車實(shí)際測試結(jié)果來看，繞曲軸方向的模態(tài)很高，達(dá)到15.24 Hz（表5），高于怠速激振頻率的0.5倍。從懸置系統(tǒng)匹配計(jì)算可知側(cè)傾模態(tài)也達(dá)到了14.6 Hz（表4），與實(shí)際測試結(jié)果很接近（由于懸置系統(tǒng)匹配時(shí)使用對地模態(tài)，未考慮車輪、懸架及車身的影響，因此對車模態(tài)一般比對地模態(tài)高0.5 Hz左右）。從解耦率角度來看，側(cè)傾、俯仰和橫擺方向都存在較大的振動耦合情況，因此可以判斷原懸置系統(tǒng)側(cè)傾模態(tài)太高及振動耦合是導(dǎo)致駕駛室座椅導(dǎo)軌異常振動的原因之一，而原車測試數(shù)據(jù)也表明了這一點(diǎn)。

4.3 懸置系統(tǒng)固有頻率及解耦率優(yōu)化

由上述分析可知，原車型座椅導(dǎo)軌怠速振動異常主要由動力總成2階振動成分引起，因此必須降低側(cè)傾模態(tài)以避開怠速激振頻率的1/2及提高各方向的解耦率。由于整車布置限制，無法對懸置的安裝位置進(jìn)行更改，僅以3個(gè)懸置的9個(gè)剛度作為變量，以側(cè)傾模態(tài)低于14Hz、6個(gè)方向解耦率大于75%為目標(biāo)對系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化，得到優(yōu)化結(jié)果如表6和表7所列。

表6 優(yōu)化后懸置系統(tǒng)主軸剛度（參考整車坐標(biāo)系）N/mm

表7 優(yōu)化后系統(tǒng)固有頻率及解耦率

從表7可以看出，優(yōu)化后側(cè)傾頻率降低到13.1 Hz，頻率配置也有所改善；對怠速座椅導(dǎo)軌異常振動影響最大的繞曲軸轉(zhuǎn)動自由度的解耦率從62.689%提高到了83.71%，其它自由度上解耦率均有較大比率的提高，整體解耦率明顯改善，即優(yōu)化后座椅導(dǎo)軌的異常振動有所改善。

4.4 試驗(yàn)驗(yàn)證

根據(jù)優(yōu)化結(jié)果制作樣件進(jìn)行怠速振動測試，發(fā)現(xiàn)座椅導(dǎo)軌2階抖動大為降低，抖動幅值全面下降，空調(diào)關(guān)閉狀態(tài)座椅2階振動中，X方向?yàn)?.0005g，Y方向?yàn)?.001g，Z方向?yàn)?.004g；空調(diào)開啟狀態(tài)座椅2階振動中，X方向?yàn)?.001g，Y方向?yàn)?.0015g，Z方向?yàn)?.004g。兩種狀態(tài)下，座椅2階振動降低明顯，其中空調(diào)開啟達(dá)到了限值要求，空調(diào)關(guān)閉也接近了限值要求，主觀感受良好。具體整車測試頻譜如圖5所示。

5 結(jié)束語

通過建立某車型動力總成懸置系統(tǒng)剛體動力學(xué)模型和整車狀態(tài)下模態(tài)試驗(yàn)，對動力總成懸置隔振系統(tǒng)的6階固有頻率、模態(tài)阻尼和模態(tài)振型進(jìn)行分析和比較，找到了該車型座椅導(dǎo)軌異常振動的原因。針對該車型懸置系統(tǒng)進(jìn)行了優(yōu)化，重新制作樣件進(jìn)行了測試驗(yàn)證。試驗(yàn)結(jié)果表明，優(yōu)化后座椅導(dǎo)軌怠速異常振動得到改善。

1 孫蓓蓓，張啟軍，孫慶鴻，等.汽車發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)解耦方法研究.振動工程學(xué)報(bào)，1994，7（3）：240～245.

2 呂兆平.能量法解耦在動力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計(jì)中的運(yùn)用.汽車工程，2008（6）：523～526.

3 曾令賢.用matlab計(jì)算發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)的固有頻率和主振型.汽車科技，2005（7）：27～29.

4 翁建生.汽車整車狀態(tài)下動力總成剛體模態(tài)試驗(yàn)研究.2006LMS首屆用戶大會論文集.

5 Powertrain Rigid Body Modal Analysis Test Procedure GMW8477.GM WORLDWIDE ENGINEERING STANDARD，August 2001.