馬艷恒　韓全友　張翰芳　孫義勇　王冬冬

中圖分類號：U467 文獻(xiàn)標(biāo)識碼：A

0引言

隨著科學(xué)技術(shù)的發(fā)展和人們生活水平的提高，汽車的舒適性越來越受到人們的關(guān)注。而汽車的舒適性受NVH性能影響較大，因此各大整車廠商都已將汽車NVH性能作為一個(gè)重要的設(shè)計(jì)指標(biāo)。動(dòng)力總成懸置是動(dòng)力總成振動(dòng)向車身和駕駛室傳遞的首要路徑，對整車隔振起著至關(guān)重要的作用。本文從動(dòng)力總成懸置著手研究優(yōu)化方案，以期改善問題。

1背景介紹

某車型在實(shí)車試駕過程中被發(fā)現(xiàn)，該車型蠕行工況存在較大幅度的整車抖動(dòng)共振，駕駛室振感明顯，不可接受。該車型搭載的動(dòng)力總成為1.0T三缸增壓發(fā)動(dòng)機(jī)和CVT無級變速器，該發(fā)動(dòng)機(jī)無平衡軸。

進(jìn)一步排查發(fā)現(xiàn)，在車輛定置狀態(tài)下，換P擋輕踩加速踏板，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速維持在1050r/min左右時(shí)，整車出現(xiàn)較大幅度的共振，與蠕行工況發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速1000～2000r/min吻合。因此，初步判斷是由于動(dòng)力總成振動(dòng)引起的整車共振。

為分析該共振的根本原因，設(shè)置工況為P擋定置工況，在懸置主動(dòng)端、懸置被動(dòng)端、座椅導(dǎo)軌以及方向盤上布置振動(dòng)加速度傳感器，使用LMS SCADASⅢ數(shù)采前端設(shè)備，采集各傳感器上的振動(dòng)加速度數(shù)據(jù)。然后應(yīng)用LMS Test.Lab振動(dòng)噪聲分析系統(tǒng)，對數(shù)據(jù)進(jìn)行處理分析，判斷問題的根本原因，尋求解決問題的方案。

2問題車測試及數(shù)據(jù)分析

2.1問題車客觀數(shù)據(jù)測試結(jié)果及數(shù)據(jù)分析

通過測試數(shù)據(jù)分析，座椅導(dǎo)軌Z向在1000～1200r/min有一個(gè)較大幅度的振動(dòng)（圖1），與試駕問題一致。進(jìn)一步分析得知，振動(dòng)的主要階次為1階（圖2），同時(shí)分析得知，該轉(zhuǎn)速區(qū)間右懸置主動(dòng)端同樣存在一個(gè)較大幅度的1階振動(dòng)（圖3）。

2.2問題車共振頻率分析

根據(jù)客觀測試結(jié)果，確定問題車共振的根源在于動(dòng)力總成，主要集中在發(fā)動(dòng)機(jī)端，且振動(dòng)階次為1階。該工況下只有發(fā)動(dòng)機(jī)在運(yùn)轉(zhuǎn)，其振動(dòng)激勵(lì)主要為點(diǎn)火激勵(lì)。

發(fā)動(dòng)機(jī)點(diǎn)火主要階次的激勵(lì)頻率，的計(jì)算公式如下：

式中n——發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速

i——發(fā)動(dòng)機(jī)缸數(shù)

τ——發(fā)動(dòng)機(jī)沖程

該問題主要共振轉(zhuǎn)速集中在1050r/min，發(fā)動(dòng)機(jī)為三缸四;中程發(fā)動(dòng)機(jī)。三缸發(fā)動(dòng)機(jī)的主要點(diǎn)火激勵(lì)階次為1.5階，計(jì)算可得，該問題下發(fā)動(dòng)機(jī)點(diǎn)火1.5階激勵(lì)頻率為26.25 Hz。而問題發(fā)生的階次為1階，頻率為17.50 Hz。

2.3問題車共振的根本原因分析

在定置工況下，僅發(fā)動(dòng)機(jī)點(diǎn)火激勵(lì)產(chǎn)生共振，判斷是由于動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的剛體模態(tài)與動(dòng)力總成點(diǎn)火激勵(lì)頻率耦合所致。應(yīng)用Adams建立動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)多體動(dòng)力學(xué)仿真模型，代入問題懸置的剛度參數(shù)進(jìn)行分析，結(jié)果如下表1。

對問題車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的剛體模態(tài)進(jìn)行測試（表2），與仿真分析結(jié)果基本一致。由此可以確定問題的根本原因?yàn)?，?dòng)力總成懸置系統(tǒng)的剛體模態(tài)Ro_I方向頻率與動(dòng)力總成1050r/min附近的點(diǎn)火激勵(lì)l階頻率耦合，導(dǎo)致整車共振。

3問題的優(yōu)化改善

3.1問題的優(yōu)化方案思考

通過以上對問題車實(shí)測和分析，明確問題的根本原因?yàn)閯?dòng)力總成懸置系統(tǒng)的剛體模態(tài)Roll方向頻率與動(dòng)力總成1050r/min附近的點(diǎn)火激勵(lì)1階頻率耦合導(dǎo)致。

對于頻率耦合問題，通常采用避頻的策略進(jìn)行改善。但是，對于該車存在的問題，若采用避頻的策略，會存在以下2個(gè)問題難以解決。

（1）往下避頻，即使動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的剛體模態(tài)Roll方向頻率降低到16.00Hz以下，可以避免蠕行工況的頻率耦合。但是，Roll方向頻率在16.00 Hz以下時(shí)，會與發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為940r/min以下的點(diǎn)火激勵(lì)耦合。而該發(fā)動(dòng)機(jī)的怠速轉(zhuǎn)速處于該區(qū)間，會導(dǎo)致怠速振動(dòng)嚴(yán)重劣化，不可行。

（2）往上避頻，即使動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的剛體模態(tài)Roll方向頻率提高到19.00Hz以上，可以避免蠕行工況的頻率耦合。但是，Roll方向頻率在19.00Hz以上時(shí)，會與發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為1200r/min以上的點(diǎn)火激勵(lì)耦合。而該發(fā)動(dòng)機(jī)的冷車熱機(jī)轉(zhuǎn)速處于該區(qū)間，會導(dǎo)致冷車熱機(jī)過程的振動(dòng)嚴(yán)重劣化，不可行。

因此，對該車存在問題，考慮采用抑制共振的策略進(jìn)行改善。

3.2問題的優(yōu)化的理論依據(jù)

根據(jù)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的隔振原理，不同阻尼系數(shù)下的頻率比與振動(dòng)傳遞率的關(guān)系式公式為：

式中T_A——振動(dòng)傳遞率

λ——頻率比

C——阻尼比

由此可得到以下結(jié)論。

3.3問題的實(shí)物驗(yàn)證

對于普通橡膠懸置而言，其阻尼直接由橡膠材料決定。常規(guī)的橡膠材料阻尼基本在2～4，很難通過調(diào)整橡膠材料在實(shí)現(xiàn)較大的阻尼。而該系統(tǒng)中，為獲得較好的車輛平順性，右懸置設(shè)計(jì)為液壓懸置，故考慮優(yōu)化液壓懸置的液壓特性，使其既具有較好的整車平順性，又能改善該蠕行共振問題。

車輛平順性主要體現(xiàn)在整車過顛簸路工況，動(dòng)力總成上的振幅PP（峰峰值）在1.00 mm以上，頻率在11.00 Hz左右。故要求液壓懸置在此振幅與頻率下應(yīng)具有大阻尼的特性，該特性在初始設(shè)計(jì)中已實(shí)現(xiàn)。

而蠕行共振問題的動(dòng)力總成振幅與顛簸路工況的振幅并不一致，其頻率為17.50 Hz。對問題車采集的右懸置主動(dòng)端振動(dòng)加速度進(jìn)行二次積分，得到右懸置主動(dòng)端的振動(dòng)位移曲線如圖4所示，可知該問題工況的共振振幅PP約為0.12 mm。

對右懸置的阻尼角進(jìn)行改制調(diào)試，分別制作PP為0.10 mm振幅下，17.50Hz時(shí)不同阻尼角的樣件，裝車進(jìn)行主觀評價(jià)和客觀測試?？陀^測試結(jié)果如圖5所示，主觀評價(jià)結(jié)果見下表3。

由客觀測試結(jié)果和主觀評價(jià)結(jié)果可知，在阻尼角大于6°時(shí)，共振有明顯改善;在阻尼角大于8°時(shí)，共振問題已可接受。

4結(jié)束語

本文通過對問題點(diǎn)的實(shí)測和解析，初步判斷出問題的根本原因，然后運(yùn)用Adams多體動(dòng)力學(xué)仿真手段對問題的根本原因進(jìn)行確定，并根據(jù)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的隔振原理優(yōu)化液壓懸置特性進(jìn)行實(shí)車驗(yàn)證。結(jié)果表面，優(yōu)化方案解決了該車型蠕行工況整車共振問題，相比優(yōu)化前取得了明顯的改善效果。也進(jìn)一步表明，當(dāng)出現(xiàn)共振問題無法避頻時(shí)，采取提高共振系統(tǒng)阻尼的措施同樣能取得良好的效果。

作者簡介：

馬艷恒，本科，工程師，研究方向?yàn)閼抑孟到y(tǒng)集成設(shè)計(jì)。