黃秋生

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某汽車怠速抖動(dòng)問(wèn)題分析與改進(jìn)

黃秋生

（安徽江淮汽車集團(tuán)股份有限公司，安徽 合肥 230601）

文章首先論述了汽車怠速振動(dòng)的原理，汽車動(dòng)力總成的振動(dòng)模型，模態(tài)頻率和解耦率的試驗(yàn)方法。繼而對(duì)問(wèn)題車輛的動(dòng)力總成及懸置系統(tǒng)的缺陷進(jìn)行計(jì)算分析。通過(guò)模擬計(jì)算，確定優(yōu)化后的方案滿足匹配要求。最終通過(guò)試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果確定優(yōu)化方案可行。

NVH；模態(tài)頻率；解耦率；怠速振動(dòng)

1 汽車的怠速振動(dòng)

在發(fā)動(dòng)機(jī)的爆發(fā)壓力和上下往復(fù)運(yùn)動(dòng)不平衡力的作用下，引起動(dòng)力總成的振動(dòng)，并經(jīng)過(guò)動(dòng)力總成懸置，傳遞到車身，引起車身低頻振動(dòng)，即為怠速振動(dòng)。怠速振動(dòng)發(fā)生的條件雖然因發(fā)動(dòng)機(jī)的缸數(shù)、類型（汽油機(jī)、柴油機(jī)、直列型和V型等）、發(fā)動(dòng)機(jī)搭載狀態(tài)（橫置、縱置、4WD等）以及車型（乘用車、貨車等）的不同而有所區(qū)別，但是從原理上來(lái)說(shuō)，都是相同的。激勵(lì)源為發(fā)動(dòng)機(jī)，傳遞系統(tǒng)為動(dòng)力總成的支撐機(jī)構(gòu)——懸置，而放射系統(tǒng)則為車身。

動(dòng)力總成及懸置系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)可以用下面的方程式表達(dá)：

式中，m為動(dòng)力總成的質(zhì)量，Ix、Iy、Iz為以動(dòng)力總成各主軸為中心的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；K為剛度矩陣，x、y、z、θ、φ、ψ為位移；F、N為力、力矩。

為了使振動(dòng)系統(tǒng)的各個(gè)自由度相互獨(dú)立，即運(yùn)動(dòng)解耦，只要使式-（1）的剛度系數(shù)項(xiàng)都等于零即可，即

2 動(dòng)力總成的振動(dòng)模態(tài)

動(dòng)力總成是汽車主要的振動(dòng)源。發(fā)動(dòng)機(jī)作為一個(gè)剛體，有六個(gè)方向的振動(dòng)：上下、前后、左右的跳動(dòng)，以及繞三個(gè)軸的轉(zhuǎn)動(dòng)模態(tài)。

發(fā)動(dòng)機(jī)的剛體運(yùn)動(dòng)是按照發(fā)動(dòng)機(jī)本體的坐標(biāo)系定義的。其原點(diǎn)定義為曲軸中心線與缸體后端面的交點(diǎn)。與氣缸中心線平行為Z軸，正向指向缸蓋一側(cè)。曲軸中心線定義為X軸，正向指向發(fā)動(dòng)機(jī)前端。Y向按照右手定則確定。在該坐標(biāo)系下，發(fā)動(dòng)機(jī)的六個(gè)缸體模態(tài)分別為：

前后運(yùn)動(dòng)：沿X軸運(yùn)動(dòng)（Tx）

左右運(yùn)動(dòng)：沿Y軸運(yùn)動(dòng)（Ty）

上下跳動(dòng)：沿Z軸運(yùn)動(dòng)（Tz）

側(cè)傾：繞X軸轉(zhuǎn)動(dòng)，也稱為側(cè)傾（Rx）

俯仰：繞Y軸轉(zhuǎn)動(dòng)，也稱為俯仰（Ry）

橫擺：繞Z軸轉(zhuǎn)動(dòng)，也稱為橫擺（Rz）

在工程上，按照模態(tài)能量比例來(lái)評(píng)價(jià)模態(tài)之間是否有耦合。動(dòng)力總成在作各階次振動(dòng)時(shí)，其能量分別在六個(gè)缸體模態(tài)上，根據(jù)動(dòng)力總成系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣和剛度矩陣，可以求出系統(tǒng)在做各階主振動(dòng)時(shí)各個(gè)方向的振動(dòng)能量所占的百分比，寫成矩陣形式，便可得到系統(tǒng)的能量分布。當(dāng)系統(tǒng)以第j階固有頻率振動(dòng)時(shí)，第k個(gè)廣義坐標(biāo)所占的能量百分比Eki為：

式中，φ為系統(tǒng)的第j階主振型，(φ)為φ的第k個(gè)元素，m為質(zhì)量矩陣的第k行、第l列元素。E的值越大則系統(tǒng)的解耦程度就越高，100%表示完全解耦。

3 現(xiàn)狀的測(cè)試和分析

問(wèn)題車輛在振動(dòng)性能主觀評(píng)價(jià)時(shí)，反饋怠速抖動(dòng)嚴(yán)重。下面從模態(tài)頻率和懸置系統(tǒng)傳遞率兩方面分析現(xiàn)有動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)缺陷。

根據(jù)前文所述理論，發(fā)動(dòng)機(jī)的激振頻率可按下式計(jì)算：

式中n代表發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，對(duì)于怠速狀態(tài)，n=750r/min；i是發(fā)動(dòng)氣缸數(shù)，對(duì)于本發(fā)動(dòng)機(jī)，i=6。

算得發(fā)動(dòng)機(jī)激振頻率為：

按照六模態(tài)能量比例分布理論計(jì)算該動(dòng)力總成的六個(gè)模態(tài)頻率和解耦率如下：

模態(tài)頻率（Hz）：

Tx=12.8，Ty=9.0，Tz=14.1，Rx=18.7，Ry=7.4，Rz=10.8

解耦率（%）：

Tx=98.84，Ty=97.11，Tz=86.42，Rx=99.02，Ry=87.62，Rz=96.91

圖1 解耦率仿真結(jié)算結(jié)果

根據(jù)設(shè)計(jì)匹配經(jīng)驗(yàn)，動(dòng)力總成的模態(tài)頻率值應(yīng)能滿足下述要求，才能保證動(dòng)力總系統(tǒng)對(duì)激振沖擊具有最佳的吸收效果，使得發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)對(duì)整車影響程度最小。

側(cè)傾頻率：Rx≤f/2=18.75Hz；

解耦率：Rx、Tz≥85%，Ry、Tx≥75%，Rz、Ty≥60%；

模態(tài)頻率：最低模態(tài)頻率≥5Hz，頻率間隔≥0.5Hz，各模態(tài)頻率避開發(fā)動(dòng)機(jī)怠速0.5階（6.6Hz）和1階頻率（13.3 Hz）。

根據(jù)模態(tài)頻率計(jì)算結(jié)果，該動(dòng)力總成六模態(tài)下的最低頻率為7.4Hz，滿足最低模態(tài)頻率要求。各模態(tài)解耦率滿足匹配要求。但側(cè)傾頻率Rx=18.7，不滿足側(cè)傾頻率的指標(biāo)要求，其直接結(jié)果是導(dǎo)致整個(gè)系統(tǒng)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)吸收較差。反應(yīng)在整車振動(dòng)表現(xiàn)上：即為怠速狀態(tài)下，由發(fā)動(dòng)機(jī)側(cè)傾振動(dòng)激振引起的駕駛室怠速抖動(dòng)。

安裝傳感器，測(cè)量前后懸置的隔振率情況如下：

左前懸置：22%；右前懸置：35%；左后懸置：58%；右后懸置：68%

按照設(shè)計(jì)匹配經(jīng)驗(yàn)，實(shí)測(cè)的懸置系統(tǒng)傳遞率要求為：

前懸置傳遞率≤40% 后懸置傳遞率≤50%

懸置隔振率分析：前懸置隔振率滿足匹配要求，后懸置傳遞率超過(guò)指標(biāo)要求。反映到整車振動(dòng)表現(xiàn)上，即發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)得不到有效隔斷，而將較多的發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)能量傳遞給車架，繼而傳遞到駕駛室，影響乘員的駕駛體驗(yàn)。

4 理論計(jì)算的優(yōu)化方案

圖2 發(fā)動(dòng)機(jī)懸置振動(dòng)計(jì)算模型

理論分析計(jì)算方法可以用來(lái)分析并優(yōu)化懸置系統(tǒng)的剛度，選擇合理的懸置剛度匹配，是改善NVH性能的有效方法。理論計(jì)算的發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)模型如圖2所示。

各物理量定義如下：

發(fā)動(dòng)機(jī)濕重We變速箱濕重Wt

前懸置點(diǎn)力R1后懸置點(diǎn)力R2

發(fā)動(dòng)機(jī)重心We到前支撐力R1距離L1

前支撐力R1到后支撐力R2距離L2

缸體后端面X到后支撐力R2距離L3

前支撐力R1到變速箱重心Wt距離L4

缸體后端面X到變速箱重心Wt距離L5

發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速n=750r/min，氣缸數(shù)i=6

計(jì)算過(guò)程如下：

以發(fā)動(dòng)機(jī)前支撐為旋轉(zhuǎn)中心列力矩平衡方程，有

由發(fā)動(dòng)機(jī)懸置裝置受力平衡，有

飛輪殼后端面的彎矩為

由式-（5），發(fā)動(dòng)機(jī)外激干擾頻率f=37.5Hz

前懸置軟墊載荷

后懸置軟墊載荷

懸置系統(tǒng)的自振頻率Fm

懸置軟墊靜變形S

前懸置軟墊靜剛度

后懸置軟墊靜剛度

通過(guò)分析計(jì)算，得出結(jié)論：將后懸置軟墊剛度偏高，需將后懸置軟墊靜剛度降低到原來(lái)的2/3。

5 優(yōu)化方案的模擬仿真

根據(jù)調(diào)整后的懸置軟墊剛度，重新計(jì)算模態(tài)頻率和解耦率，結(jié)果如下：

模態(tài)頻率（Hz）：

Tx=10.8，Ty=9.0，Tz=11.1，Rx=14.8，Ry=7.3，Rz=9.8

解耦率（%）：

Tx=99.4，Ty=87.74，Tz=92.65，Rx=98.11，Ry=93，Rz=86.73

圖3 優(yōu)化后解耦率仿真計(jì)算結(jié)果

優(yōu)化后的方案?jìng)?cè)傾頻率Rx=14.8，滿足Rx≤f/2。根據(jù)理論計(jì)算懸置傳遞率理論上已經(jīng)達(dá)到10%，優(yōu)化后的方案已經(jīng)解決問(wèn)題車輛怠速抖動(dòng)故障的主要原因。

6 優(yōu)化方案的測(cè)試驗(yàn)證

按照優(yōu)化后的方案重新進(jìn)行懸置傳遞率、側(cè)傾頻率測(cè)試，其測(cè)試結(jié)果如下：

左前懸置：17%；右前懸置：27%；左后懸置：35%；右后懸置：32%

對(duì)怠速側(cè)傾頻率進(jìn)行測(cè)試，結(jié)果如下：

圖4 優(yōu)化后側(cè)傾頻率測(cè)試結(jié)果

實(shí)際測(cè)試優(yōu)化后的側(cè)傾頻率為15.31Hz，略高于理論計(jì)算值14.8Hz，滿足動(dòng)力總成匹配要求。

7 結(jié)論

動(dòng)力總成及懸置系統(tǒng)進(jìn)行建模分析，得出原懸置系統(tǒng)的匹配缺陷一：側(cè)傾頻率匹配不合理；再通過(guò)振動(dòng)測(cè)試，得出原懸置系統(tǒng)匹配缺陷二：懸置傳遞率偏高。通過(guò)理論計(jì)算分析，應(yīng)將后懸置軟墊靜剛度降低，通過(guò)對(duì)優(yōu)化后的方案模態(tài)分析和解耦計(jì)算，滿足匹配要求。最終通過(guò)測(cè)試驗(yàn)證了優(yōu)化方案可行。

[1] 龐劍,諶剛,何華.汽車噪聲與振動(dòng)——理論與應(yīng)用[M].北京:北京理工大學(xué)出版社,2005.

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

[3] 馬太酞.噪聲與震動(dòng)控制工程手冊(cè)[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社, 2002.

[4] 上官文斌,蔣學(xué)峰.發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計(jì)[J],汽車工程, 1992,14（2）.

Analysis and optimization on idling vibration of same car

Huang Qiusheng

( Anhui Jianghuai Automobile Group Co., Ltd., Anhui Hefei 230601 )

This paper firstly introduce the principle of automobile idling vibration, the vibration model of powertrain, and how to calculating the mode frequency and the decoupling rate of the six freedom degrees. Then, we analyze the indication of the powertrain and suspension system by calculating the mode frequency and the decoupling rate of the six freedom degrees. The optimization scheme which we have accepted by simulation has been provided to be effective after testing.

NVH;Modal frequency;Decouping rate;Idle vibration

B

1671-7988(2018)18-95-03

U471.2

B

1671-7988(2018)18-95-03

CLC NO.: U471.2

黃秋生，就職于安徽江淮汽車集團(tuán)股份有限公司。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2018.18.033