趙振興 石偉

（1-長城汽車股份有限公司技術(shù)中心 河北 保定 071000 2-河北省汽車工程技術(shù)研究中心）

引言

目前，柴油車型的振動(dòng)水平已經(jīng)成為衡量車輛性能的一個(gè)重要指標(biāo)。各種振動(dòng)傳遞到方向盤、座椅、地板時(shí)，乘客會(huì)感受到這些振動(dòng)，引起乘客抱怨。避免振動(dòng)大問題的一般方法是降低發(fā)動(dòng)機(jī)激振力，提高懸置隔振量，“被動(dòng)件”避開發(fā)動(dòng)機(jī)二階頻率[1-2]。怠速工況下，方向盤及座椅的振動(dòng)顯得尤為敏感。排氣系統(tǒng)是引起柴油車內(nèi)振動(dòng)的主要系統(tǒng)之一[3]，表現(xiàn)形式是排氣系統(tǒng)與動(dòng)力總成共振，傳遞路徑很難查找，共振原因難以理解，如果相關(guān)原因分析錯(cuò)誤會(huì)導(dǎo)致問題解決出現(xiàn)偏差。

1 問題描述

公司內(nèi)一款新研發(fā)CUV車型，匹配四缸2.0L渦輪增壓橫置柴油發(fā)動(dòng)機(jī)和6AT自動(dòng)變速器，動(dòng)力總成采用三點(diǎn)式懸置布置，左右懸置為液壓懸置。R擋怠速工況駐車待行（下文簡稱R擋怠速）時(shí)，方向盤及座椅振動(dòng)較大，主觀感受差。但是D擋怠速工況駐車待行時(shí)（下文簡稱D擋怠速），無此問題，具體數(shù)據(jù)如表1所示。

表1 振動(dòng)數(shù)據(jù)表m/s2

2 原因分析

2.1 原因定性

從問題現(xiàn)象看R擋怠速異?？赡苄灾?，是變速器R擋怠速所需發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩輸出增加，造成動(dòng)力總成懸置主動(dòng)側(cè)振動(dòng)加大。圖1是不同變速器油溫下的D擋怠速和R擋怠速的轉(zhuǎn)矩（變速器需要發(fā)動(dòng)機(jī)的輸出轉(zhuǎn)矩）對比，發(fā)現(xiàn)D擋怠速和R擋怠速的變速器轉(zhuǎn)矩?zé)o異常差別，所以排除此原因。

圖1 轉(zhuǎn)矩對比圖

6AT內(nèi)部有4對行星齒輪組，D擋怠速有1對在工作，R擋怠速有3對在工作，R擋相對于D擋的行星齒輪組因數(shù)量多所以轉(zhuǎn)動(dòng)慣量相對較大。R擋怠速時(shí)將發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速由750 r/min提升至1 050 r/min以上，方向盤和座椅振動(dòng)接近D擋怠速水平。轉(zhuǎn)速增加會(huì)造成轉(zhuǎn)動(dòng)慣量增加，但是怠速振動(dòng)水平變好，說明整車存在某種共振現(xiàn)象。R擋怠速相對D擋怠速時(shí)，變速器內(nèi)部轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的不同僅僅是共振的“導(dǎo)火索”。

圖2 方向盤振動(dòng)頻譜

圖3 座椅導(dǎo)軌振動(dòng)頻譜

2.2 共振原因查找

從方向盤和座椅（主駕座椅導(dǎo)軌）的X、Y、Z的3個(gè)方向，分析R擋怠速和D擋怠速，其振動(dòng)能量在13.3Hz、25Hz、39.2Hz、50 Hz、76 Hz存在差值異常，具體數(shù)據(jù)如圖2、圖3所示。這些異常頻率點(diǎn)是共振頻率點(diǎn)。經(jīng)過對比方向盤（轉(zhuǎn)向系統(tǒng)）和座椅的振動(dòng)頻率，未找到與上述頻率相近的頻率，排除了方向盤和座椅與動(dòng)力總成激振耦合共振的可能。

25Hz、50Hz是發(fā)動(dòng)機(jī)怠速工況下的二階和四階。從排氣系統(tǒng)的振動(dòng)頻率上找到了“13.3Hz、39.2 Hz、76Hz”相近振動(dòng)頻率，具體如表2所示。而且排氣系統(tǒng)的一階垂彎23.8 Hz模態(tài)與發(fā)動(dòng)機(jī)怠速轉(zhuǎn)頻二階25Hz接近，存在共振風(fēng)險(xiǎn)。

表2 排氣系統(tǒng)模態(tài)數(shù)據(jù)表Hz

2.3 共振對懸置影響的解析

雖然從數(shù)據(jù)上可以判斷排氣系統(tǒng)與動(dòng)力總成存在共振，但是造成方向盤和座椅振動(dòng)大的現(xiàn)象，是共振導(dǎo)致的懸置隔振量下降？還是動(dòng)力總成的激振能力增加了呢？

圖4~圖9，是將R擋怠速和D擋怠速的動(dòng)力總成主被動(dòng)側(cè)振動(dòng)狀態(tài)，按照左懸置、右懸置、后懸置分別分析；按照每個(gè)懸置的X向、Y向、Z向的動(dòng)力總成主被動(dòng)側(cè)振動(dòng)狀態(tài)分別對比分析。

圖4 左懸置主動(dòng)側(cè)振動(dòng)頻譜比較

自圖中信息可知如下規(guī)律：

規(guī)律1：R擋怠速共振時(shí)，相對于D擋怠速，其動(dòng)力總成懸置主動(dòng)側(cè)振動(dòng)變大。說明共振有導(dǎo)致主動(dòng)側(cè)振動(dòng)加大的作用。

圖5 左懸置被動(dòng)側(cè)振動(dòng)頻譜比較

圖6 右懸置主動(dòng)側(cè)振動(dòng)頻譜比較

圖7 右懸置被動(dòng)側(cè)振動(dòng)頻譜比較

圖8 后懸置主動(dòng)側(cè)振動(dòng)頻譜比較

圖9 后懸置被動(dòng)側(cè)振動(dòng)頻譜比較

規(guī)律2：R擋怠速共振時(shí)，相對于D擋怠速，其動(dòng)力總成懸置被動(dòng)側(cè)振動(dòng)大很多。說明懸置隔振量降低（隔振能力變差）。

2.4 共振導(dǎo)致懸置隔振量差的原因

圖10為動(dòng)力總成懸置的隔振原理示意圖[4]。假設(shè)位移X1（t）為正弦波，那么X2（t）也為正弦波，其中彈簧力為 k（x2-x1），阻尼力為 c（x˙2-x˙1），由牛頓第二定律有：

式中：k 為彈簧剛度，N/m；ω 為激振頻率，rad/s；ωn為系統(tǒng)固有頻率，ωn=，rad/s；m 為集中質(zhì)量 kg；ζ為阻尼比，ζ=c/cn=c/2mωn；c為粘性阻尼系數(shù)；cc為臨界粘性阻尼系數(shù)，cn=2mωn；Rf為頻率比，Rf=ω/ωn。

圖11是幅頻特性曲線圖例，頻率比接近1或等于1時(shí)，是共振現(xiàn)象，此時(shí)振動(dòng)傳遞率最大；隔振量是振動(dòng)傳遞率的倒數(shù)，由此可知共振嚴(yán)重影響了隔振量。

圖10 隔振原理示意圖

圖11 幅頻特性曲線圖（例）

2.5 振動(dòng)傳遞路徑分析

圖12 是傳遞路徑示意圖，為確定振動(dòng)傳遞路徑，將排氣系統(tǒng)中間的橡膠吊掛摘掉，共振依然存在。說明共振主因是動(dòng)力總成激起排氣系統(tǒng)模態(tài)，在振動(dòng)路徑上是排氣系統(tǒng)振動(dòng)反傳給動(dòng)力總成，通過動(dòng)力總成懸置傳遞到車內(nèi)，造成車內(nèi)R擋怠速時(shí)方向盤和座椅振動(dòng)大。

圖12 傳遞路徑示意圖

3 對策與結(jié)果

此問題由排氣系統(tǒng)模態(tài)引起，解決方案可以從排氣系統(tǒng)模態(tài)、軟連接、懸置3個(gè)方面著手。具體策劃如表3所示。

結(jié)合實(shí)際情況，決定采用“降低軟連接剛度”方案，剛度降為原狀態(tài)的50%。圖13為軟連接動(dòng)剛度改善變化圖。此方案雖未消除排氣系統(tǒng)在發(fā)動(dòng)機(jī)25Hz轉(zhuǎn)頻下的垂向振型，但降低50%剛度的軟連接使排氣系統(tǒng)本身隔振能力增加，消除了R擋怠速的共振現(xiàn)象。

表3 對策表

圖13 軟連接動(dòng)剛度變化圖

4 結(jié)論

總結(jié)出排氣系統(tǒng)與動(dòng)力總成共振，是引起怠速車內(nèi)振動(dòng)異常的一條原因。排氣系統(tǒng)與動(dòng)力總成共振使得動(dòng)力總成激振強(qiáng)度變大；排氣系統(tǒng)與動(dòng)力總成共振使得動(dòng)力總成的懸置隔振量變差。

排氣系統(tǒng)模態(tài)與發(fā)動(dòng)機(jī)的二階即使模態(tài)接近，不一定會(huì)共振，還取決于激振力的大小。例如文章中所提到的D擋怠速和R擋怠速振動(dòng)差異，相對于D擋怠速，R擋怠速僅僅是變速器內(nèi)部多了2對行星齒輪組在工作，相對較大的旋轉(zhuǎn)慣量激發(fā)了排氣系統(tǒng)與動(dòng)力總成的共振。也如對策中所提到的降低排氣系統(tǒng)軟連接剛度，其目的是提高排氣系統(tǒng)自身隔振能力，避免共振產(chǎn)生，但其排氣系統(tǒng)振型無變化。

對于以上結(jié)論在工程上的應(yīng)用，就定性和趨勢而言其結(jié)論通用。