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        某車型怠速開空調(diào)共振現(xiàn)象優(yōu)化

        2018-04-02 07:17:18尹磊磊蔣雄猛邱群虎蘇宏健
        裝備制造技術(shù) 2018年1期
        關(guān)鍵詞:剛體基頻導(dǎo)軌

        尹磊磊,蔣雄猛,邱群虎,蘇宏健

        (東風(fēng)柳州汽車有限公司PV技術(shù)中心,廣西 柳州545000)

        隨著汽車工業(yè)的飛速發(fā)展、消費者對汽車舒適性要求越來越高,汽車界將噪音、振動與舒適性(Noise、Vibration、harshness),統(tǒng)稱為車輛的 NVH 問題,整車性能備受關(guān)注。動力總成懸置系統(tǒng)作用是減少動力裝置向車身的振動傳遞,為NVH控制的關(guān)鍵系統(tǒng)。而懸置系統(tǒng)剛體模態(tài)和發(fā)動機(jī)附件模態(tài)耦合會放大動力總成振動,導(dǎo)致車體共振?;贏DAMS的動力總成懸置系統(tǒng)解耦計算,廣泛運(yùn)用于乘用車懸置系統(tǒng)開發(fā),通過調(diào)整懸置系統(tǒng)剛度,對動力總成剛體模態(tài)進(jìn)行能量解耦設(shè)計,減少后期實車調(diào)試工作量,縮短開發(fā)周期[1-2]。

        壓縮機(jī)噪音及其附件的振動傳遞關(guān)乎整車開空調(diào)NVH性能?,F(xiàn)車型開發(fā)過程中遇到怠速開空調(diào)工況存在整車共振現(xiàn)象,影響整車的NVH性能。本文通過對激勵源、傳遞路徑、響應(yīng)點的振動測試,以及ADMAS懸置系統(tǒng)剛體模態(tài)解耦計算,結(jié)合怠速開空調(diào)發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速、壓縮機(jī)速比等得出壓縮機(jī)工作基頻,發(fā)現(xiàn)開空調(diào)壓縮機(jī)工作基頻和懸置系統(tǒng)動力總成剛體模態(tài)(繞X)存在耦合問題。從而放大動力總成振動并通過懸置、空調(diào)管路安裝點等傳遞至車身,導(dǎo)致車體共振,用戶抱怨。通過優(yōu)化壓縮機(jī)速比,改變壓縮機(jī)工作基頻,避開了共振頻率,最后實車測試驗證及主觀評價,車內(nèi)主要測點的振動峰值下降,成功解決此車型開空調(diào)共振問題。

        1 多自由度隔振系統(tǒng)理論基礎(chǔ)

        動力裝置系統(tǒng)與隔振器組成的動力裝置為多自由度隔振系統(tǒng)[1-2],不考慮系統(tǒng)阻尼,建立該系統(tǒng)的動力學(xué)方程,矩陣形式為:

        式中:M和K分別是系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣和剛度矩陣;{X}為剛體的坐標(biāo)矢量;{F}為力矩陣。

        將上式轉(zhuǎn)換到頻域內(nèi),并且不考慮外力作用得:

        式(2)將用作模態(tài)分析,得到系統(tǒng)各個模態(tài)下的頻率和振型,為模態(tài)解耦及優(yōu)化設(shè)計的基礎(chǔ)。

        為保證懸置系統(tǒng)的隔振性能,動力總成剛體模態(tài)頻率分布一般范圍為7~17 Hz.按照整車模態(tài)規(guī)劃表,發(fā)動機(jī)系統(tǒng)附件的模態(tài)都應(yīng)與動力總成剛體模態(tài)分開,避免出現(xiàn)模態(tài)耦合的情況。

        2 基于ADAMS的動力總成懸置系統(tǒng)剛體模態(tài)解耦計算

        ADAMS的運(yùn)用在很多文獻(xiàn)已提及[3],本文列舉該車型動力總成懸置系統(tǒng)剛體模態(tài)算例。懸置系統(tǒng)為三點布置,分別為發(fā)動機(jī)側(cè)懸置、變速箱側(cè)懸置以及后懸置撐桿組成。根據(jù)(2)式要進(jìn)行剛體模態(tài)頻率計算,需求數(shù)據(jù)為質(zhì)量矩陣M和剛度矩陣K.

        動力總成質(zhì)心位置是基于整車坐標(biāo)系,動力總成質(zhì)量信息如下表1所列。

        表1 動力總成的慣性參數(shù)及質(zhì)心位置信息

        Kx為X向靜剛度;Kx*為懸置橡膠在30 Hz激勵下X向的動剛度。彈性中心坐標(biāo)基于整車坐標(biāo)系,該車型為懸置系統(tǒng)剛度信息、彈性中心位置信息如下表2所列。

        表2 懸置系統(tǒng)剛度及彈性中心位置信息

        ADAMS計算結(jié)果下表3所示。

        表3 ADAMS計算結(jié)果表

        以上算出了動力總成剛體模態(tài),下面介紹一類動力總成剛體模態(tài)和發(fā)動機(jī)附件運(yùn)行基頻耦合,所引發(fā)的車體共振情況。

        3 某車型車體共振原因排查及解決

        3.1 問題描述

        主觀評價人員評價開空調(diào)車體振動較大,不能接受,需要整改。為弄清楚影響人主觀感受的頻率成份,通過振動傳感器測試,車內(nèi)駕駛員座椅導(dǎo)軌振動頻率如圖1.黑色、深灰色、白灰色分別為整車坐標(biāo)下的X、Y和Z向。選取0~50 Hz頻率成份對比分析。發(fā)現(xiàn)共振車型座椅導(dǎo)軌在16 Hz頻率成份影響較大,幅值達(dá)到0.025 m/s2,而發(fā)動機(jī)點火階次(26 Hz)附近,甚至小于對比車型,頻率幅值都為0.016 m/s2.整車存在16 Hz振動成份,且幅值超過了發(fā)動機(jī)點火階次,為異?,F(xiàn)象,需排查具體原因。對比車型座椅導(dǎo)軌頻譜成份較單純,主要是發(fā)動機(jī)的二階成份(28 Hz),幅值為 0.02 m/s2,如圖 2 所示。

        圖1 共振車型駕駛員座椅導(dǎo)軌頻譜圖

        圖2 對比車型駕駛員座椅導(dǎo)軌頻譜圖

        通過在車身主要測點布置傳感器,在開空調(diào)的工況(AC ON)下,測得部分傳遞路徑及響應(yīng)點的振動頻譜(0~50 Hz),如圖3~5所示。從動力總成壓縮機(jī)本體到懸置主被動側(cè)、空調(diào)管路安裝點,最后反映到車內(nèi)座椅導(dǎo)軌,方向盤都存在都存在16 Hz的振動成份。

        圖3 發(fā)動機(jī)側(cè)懸置被動側(cè)振動

        圖4 空調(diào)低壓管安裝點振動

        圖5 AC ON工況壓縮機(jī)本體振動測點

        作為對比如圖6所示,在關(guān)空調(diào)工況(AC OFF)下車內(nèi)不存在16 Hz的振動成份,只有發(fā)動機(jī)的點火階次(24 Hz)以及一階成份(12 Hz)。故需排查與開空調(diào)工況相關(guān)系統(tǒng),如:懸置系統(tǒng)、空調(diào)系統(tǒng)、壓縮機(jī)電子扇等附件運(yùn)行及相關(guān)頻率耦合情況。

        圖6 AC OFF工況駕駛員座椅導(dǎo)軌頻譜

        3.2 原因分析

        在上一節(jié)中運(yùn)用ADAMS計算的動力總成懸置系統(tǒng)剛體模態(tài)中(表3),縱向轉(zhuǎn)動模態(tài)繞X為15.5 Hz,而通過排查壓縮機(jī)運(yùn)行基頻為16 Hz,如表4計算。兩者相隔僅差0.5 Hz,壓縮機(jī)運(yùn)行激起動力總成剛體模態(tài),造成動力總成及車體共振。

        由以上得知,要解決車體共振,需從三方面入手:

        (1)通過更改懸置剛度及結(jié)構(gòu)形式,調(diào)整懸置系統(tǒng)動力總成剛體模態(tài)頻率分布;

        (2)通過變更壓縮機(jī)速比,改變壓縮機(jī)運(yùn)行基頻;

        (3)調(diào)高怠速轉(zhuǎn)速,也可以使壓縮機(jī)運(yùn)行基頻增大,避開動力總成剛體模態(tài)。

        下表4為壓縮機(jī)運(yùn)行參數(shù)。正常車型壓縮機(jī)運(yùn)行基頻20.7 Hz,高于常規(guī)意義的動力總成懸置系統(tǒng)剛體模態(tài)頻率范圍(7~17 Hz)

        表4 壓縮機(jī)工作基頻

        3.3 方案驗證

        由ADAMS參數(shù)輸入及理論可知,動力總成剛體模態(tài)頻率由懸置剛度結(jié)構(gòu)及動力總成質(zhì)量參數(shù)決定,移頻較困難。而通過改變激勵頻率的方式避頻,修改壓縮機(jī)皮帶輪直徑,變更壓縮機(jī)速比,可以改變壓縮機(jī)的運(yùn)行基頻,與動力總成剛體模態(tài)頻率分開,也可以達(dá)到同樣的目的。原壓縮機(jī)與發(fā)動機(jī)曲軸帶輪直徑比為1.25,現(xiàn)變更為1.393.怠速為770 rpm時,通過計算壓縮機(jī)基頻約為17.9 Hz,和動力總成縱向轉(zhuǎn)動模態(tài)(繞X)15.5 Hz分離開2 Hz.測量車內(nèi)主要NVH評測點(方向盤、座椅導(dǎo)軌、換擋桿、右懸置被動側(cè))的振動數(shù)據(jù),如下圖7~10所示,圖示頻譜范圍為0~50 Hz,黑色為更換前,白灰色為更換后。

        圖7 方向盤Y向振動頻譜

        圖8 座椅導(dǎo)軌X向振動頻譜

        圖9 換擋桿Y向振動頻譜

        圖10 發(fā)動機(jī)側(cè)懸置Z向被動側(cè)振動頻譜

        上圖7~10可知,車內(nèi)主要測點方向盤Y向16 Hz振動峰值由0.09 m/s2降低為0.03 m/s2,下降約60%;座椅導(dǎo)軌上16 Hz振動峰值由0.011 m/s2降低為0.0088 m/s2,下降約20%.另外其他傳遞路徑及響應(yīng)點的16 Hz振動均有下降。消除壓縮機(jī)基頻激勵后,但是16 Hz振動成份依然存在,這與動力總成剛體模態(tài)相關(guān)。通過改善,實車評價,車體共振現(xiàn)象改善明顯,提升了整車NVH性能。

        4 結(jié)束語

        動力總成懸置系統(tǒng)作用是減少動力裝置向車身的振動傳遞,動力總成懸置系統(tǒng)剛體模態(tài)和發(fā)動機(jī)附件系統(tǒng)模態(tài)耦合會放大動力總成振動,導(dǎo)致車體共振。在整車匹配及發(fā)動機(jī)附件規(guī)劃設(shè)計階段,應(yīng)避免動力總成附件模態(tài)和動力總成剛體模態(tài)耦合的情況,為后續(xù)車型開發(fā)具有借鑒意義。

        參考文獻(xiàn):

        [1]劉顯臣.汽車NVH綜合技術(shù)[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2014.

        [2]龐 劍,諶 剛,何 華.汽車噪音與振動:理論與運(yùn)用[M].北京:北京理工大學(xué)出版社,2006.

        [3]石博強(qiáng),申焱華,寧曉斌,等.ADAMS基礎(chǔ)與工程范例教程[M].北京:中國鐵道出版社,2007.

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