鮑金龍，張慧芳，李羊

（071000 河北省 保定市 長城汽車股份有限公司 河北省汽車技術(shù)創(chuàng)新中心）

0 引言

減速帶工況振顫是一種常見的平順舒適性問題，與其關(guān)聯(lián)的系統(tǒng)主要包括動力總成、懸置系統(tǒng)、車身、懸架系統(tǒng)等。由于該問題在ICE 車型中更常見，故動力總成及懸置系統(tǒng)的影響因素較大。由于人體對4～12 Hz 的垂向振動較敏感[1]，如何優(yōu)化動力總成engshake 模態(tài)引起的低頻振顫，一直是懸置系統(tǒng)設(shè)計的重點及難點。

傳統(tǒng)懸置系統(tǒng)設(shè)計主要以優(yōu)化懸置系統(tǒng)彈性軸及扭矩軸布置位置[2]、頻率及解耦率為目標(biāo)，重點考慮啟動、怠速等NVH 工況[3]，針對平順舒適性的考慮較少。本文采用模態(tài)耦合設(shè)計思路[4]，利用動力總成bounce 及pitch 耦合，分散動力總成振顫能量并使pitch 與簧下質(zhì)量模態(tài)耦合，將動力總成作為吸振器，在不影響NVH 工況性能的基礎(chǔ)上，提升平順舒適性，為動力總成懸置系統(tǒng)設(shè)計提供一種新思路。

1 問題描述

對于有越野屬性的車型，通常采用縱置動力總成形式，且基于耐久性能考慮，懸置系統(tǒng)通常采用橡膠材質(zhì)。與液壓懸置相比，橡膠懸置的阻尼較小，容易發(fā)生振顫問題，故對懸置系統(tǒng)的設(shè)計及匹配能力要求更高[5]。如某SUV 車型，以車速30 km/h 駛過減速帶時主觀感受有明顯振顫，與競品相比車身測試數(shù)據(jù)峰值較大，頻率約為11.5 Hz，如圖1 所示。

圖1 車身減速帶加速度測試曲線Fig.1 Body acceleration test curve of deceleration bump

2 機理分析

由于減速帶激勵屬于寬頻激勵，可激勵起簧下質(zhì)量模態(tài)、簧載質(zhì)量模態(tài)及動力總成剛體模態(tài)，故建立包含簧下質(zhì)量、車身及動力總成的三自由度1/4 整車模型，如圖2 所示。在x0處輸入單位正弦掃頻激勵，通過FRF 分析振顫產(chǎn)生的機理。

圖2 三自由度1/4 整車模型Fig.2 3-DOF 1/4 vehicle model

圖2 中：MT——簧下質(zhì)量；MB——車身質(zhì)量；ME——動力總成質(zhì)量；KT——輪胎剛度；KS——懸架剛度；KE——懸置剛度；CS——懸架阻尼；CE——懸置阻尼；x0——路面激勵；xT——簧下質(zhì)量響應(yīng)；xB——車身響應(yīng)；xE——動力總成響應(yīng)。

輸出車身處的加速度響應(yīng)曲線如圖3 所示，包含3 個峰值及1 個谷值。其中，峰值頻率f1對應(yīng)簧載質(zhì)量模態(tài)頻率；谷值頻率f2對應(yīng)動力總成bounce 頻率；峰值頻率f3對應(yīng)動力總成振顫（engshake）頻率；峰值頻率f4對應(yīng)簧下質(zhì)量模態(tài)頻率。

圖3 車身處加速度頻響曲線Fig.3 Acceleration frequency response curve of vehicle body

進(jìn)一步研究懸置剛度變化對車身響應(yīng)的影響，增加懸置剛度，使f3接近f4時，車身響應(yīng)明顯增大，當(dāng)f3與f4重合時車身響應(yīng)峰值最大，如圖4 所示。

圖4 車身處加速度頻響曲線Fig.4 Acceleration frequency response curve of vehicle body

繼續(xù)增加懸置剛度，使f3與f4模態(tài)避頻，車身響應(yīng)減小，當(dāng)f2與f4耦合時車身響應(yīng)峰值最小，如圖5 所示。

圖5 車身處加速度頻響曲線Fig.5 Acceleration frequency response curve of vehicle body

綜上所述，當(dāng)動力總成振顫（engshake）頻率f3與簧下質(zhì)量頻率f4耦合時，易產(chǎn)生整車低頻振顫問題。利用動力總成作為吸振器，使動力總成bounce 頻率f2與簧下質(zhì)量頻率f4重合，可抑制整車低頻振顫。

3 優(yōu)化方案

基于以上研究，制定利用bounce 與f4耦合的可行性方案，原狀態(tài)懸置系統(tǒng)模態(tài)及解耦如表1 所示。

表1 原狀態(tài)懸置系統(tǒng)模態(tài)及解耦Tab.1 Mode and decoupling of original mount system

3.1 優(yōu)化方案1

直接增加懸置剛度，使bounce 提高到11.5 Hz與振顫頻率重合，雖可抑制整車低頻振顫，但會使roll 頻率增加到12.7 Hz，導(dǎo)致車輛啟動、怠速及加速等NVH 性能變差[6]，仿真分析結(jié)果不可接受，如表2 所示。

表2 優(yōu)化方案1 仿真分析結(jié)果Tab.2 Analysis results of optimized project 1

3.2 優(yōu)化方案2

采用模態(tài)耦合設(shè)計思想，通過優(yōu)化懸置Y向及Z向剛度，使動力總成bounce 及pitch 耦合，同時使pitch 頻率設(shè)置在11.5 Hz 附近與簧下質(zhì)量模態(tài)耦合，可實現(xiàn)將動力總成作為吸振器，如表3 所示。且優(yōu)化方案未增加roll 頻率，故對怠速及加速等NVH 性能無影響。

表3 優(yōu)化后懸置系統(tǒng)模態(tài)及解耦Tab.3 Mode and decoupling of optimized mount system

優(yōu)化方案2 減速帶工況仿真結(jié)果如圖6 所示，與原狀相比，車身處加速度RMS 降低0.15g，優(yōu)化效果明顯。

圖6 車身減速帶加速度仿真曲線Fig.6 Body acceleration simulation curve of deceleration bump of optimized project 2

4 試驗驗證

采用優(yōu)化方案2 開展實車減速帶驗證，測試結(jié)果如圖7 所示。車身RMS 為0.16g，與原狀態(tài)相比降低0.19g，整車主觀評價優(yōu)于競品，且啟動、怠速及加速等NVH 性能與原狀態(tài)相比無明顯差異。

圖7 車身減速帶加速度測試曲線Fig.7 Body acceleration test curve of deceleration bump

5 結(jié)語

通過分析簧下質(zhì)量、車身質(zhì)量、懸置系統(tǒng)及動力總成在整車激勵下的響應(yīng)機理，提出懸置系統(tǒng)模態(tài)耦合設(shè)計思路，利用縱置動力總成bounce 及pitch 耦合（對于橫置動力總成為bounce 及roll），將其作為吸振器，在不影響啟動、怠速及加速等NVH 性能的基礎(chǔ)上，成功解決了整車減速帶工況低頻振顫問題，為動力總成懸置系統(tǒng)設(shè)計提供一種新的思路。