黃秋生

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某汽車怠速抖動問題分析與改進(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的原理，汽車動力總成的振動模型，模態(tài)頻率和解耦率的試驗(yàn)方法。繼而對問題車輛的動力總成及懸置系統(tǒng)的缺陷進(jìn)行計算分析。通過模擬計算，確定優(yōu)化后的方案滿足匹配要求。最終通過試驗(yàn)測試結(jié)果確定優(yōu)化方案可行。

NVH；模態(tài)頻率；解耦率；怠速振動

1 汽車的怠速振動

在發(fā)動機(jī)的爆發(fā)壓力和上下往復(fù)運(yùn)動不平衡力的作用下，引起動力總成的振動，并經(jīng)過動力總成懸置，傳遞到車身，引起車身低頻振動，即為怠速振動。怠速振動發(fā)生的條件雖然因發(fā)動機(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，但是從原理上來說，都是相同的。激勵源為發(fā)動機(jī)，傳遞系統(tǒng)為動力總成的支撐機(jī)構(gòu)——懸置，而放射系統(tǒng)則為車身。

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

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

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

2 動力總成的振動模態(tài)

動力總成是汽車主要的振動源。發(fā)動機(jī)作為一個剛體，有六個方向的振動：上下、前后、左右的跳動，以及繞三個軸的轉(zhuǎn)動模態(tài)。

發(fā)動機(jī)的剛體運(yùn)動是按照發(fā)動機(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)動機(jī)前端。Y向按照右手定則確定。在該坐標(biāo)系下，發(fā)動機(jī)的六個缸體模態(tài)分別為：

前后運(yùn)動：沿X軸運(yùn)動（Tx）

左右運(yùn)動：沿Y軸運(yùn)動（Ty）

上下跳動：沿Z軸運(yùn)動（Tz）

側(cè)傾：繞X軸轉(zhuǎn)動，也稱為側(cè)傾（Rx）

俯仰：繞Y軸轉(zhuǎn)動，也稱為俯仰（Ry）

橫擺：繞Z軸轉(zhuǎn)動，也稱為橫擺（Rz）

在工程上，按照模態(tài)能量比例來評價模態(tài)之間是否有耦合。動力總成在作各階次振動時，其能量分別在六個缸體模態(tài)上，根據(jù)動力總成系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣和剛度矩陣，可以求出系統(tǒng)在做各階主振動時各個方向的振動能量所占的百分比，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階固有頻率振動時，第k個廣義坐標(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)狀的測試和分析

問題車輛在振動性能主觀評價時，反饋怠速抖動嚴(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)有動力總成懸置系統(tǒng)缺陷。

根據(jù)前文所述理論，發(fā)動機(jī)的激振頻率可按下式計算：

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

算得發(fā)動機(jī)激振頻率為：

按照六模態(tài)能量比例分布理論計算該動力總成的六個模態(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)計匹配經(jīng)驗(yàn)，動力總成的模態(tài)頻率值應(yīng)能滿足下述要求，才能保證動力總系統(tǒng)對激振沖擊具有最佳的吸收效果，使得發(fā)動機(jī)的振動對整車影響程度最小。

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)頻率計算結(jié)果，該動力總成六模態(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)致整個系統(tǒng)對發(fā)動機(jī)的振動吸收較差。反應(yīng)在整車振動表現(xiàn)上：即為怠速狀態(tài)下，由發(fā)動機(jī)側(cè)傾振動激振引起的駕駛室怠速抖動。

安裝傳感器，測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)計匹配經(jīng)驗(yàn)，實(shí)測的懸置系統(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，后懸置傳遞率超過指標(biāo)要求。反映到整車振動表現(xiàn)上，即發(fā)動機(jī)的振動得不到有效隔斷，而將較多的發(fā)動機(jī)振動能量傳遞給車架，繼而傳遞到駕駛室，影響乘員的駕駛體驗(yàn)。

4 理論計算的優(yōu)化方案

圖2 發(fā)動機(jī)懸置振動計算模型

理論分析計算方法可以用來分析并優(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。理論計算的發(fā)動機(jī)振動模型如圖2所示。

各物理量定義如下：

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

計算過程如下：

以發(fā)動機(jī)前支撐為旋轉(zhuǎn)中心列力矩平衡方程，有

由發(fā)動機(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

通過分析計算，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)化后解耦率仿真計算結(jié)果

優(yōu)化后的方案側(cè)傾頻率Rx=14.8，滿足Rx≤f/2。根據(jù)理論計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)解決問題車輛怠速抖動故障的主要原因。

6 優(yōu)化方案的測試驗(yàn)證

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

左前懸置：17%；右前懸置：27%；左后懸置：35%；右后懸置：32%

對怠速側(cè)傾頻率進(jìn)行測試，結(jié)果如下：

圖4 優(yōu)化后側(cè)傾頻率測試結(jié)果

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

7 結(jié)論

動力總成及懸置系統(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；再通過振動測試，得出原懸置系統(tǒng)匹配缺陷二：懸置傳遞率偏高。通過理論計算分析，應(yīng)將后懸置軟墊靜剛度降低，通過對優(yōu)化后的方案模態(tài)分析和解耦計算，滿足匹配要求。最終通過測試驗(yàn)證了優(yōu)化方案可行。

[1] 龐劍,諶剛,何華.汽車噪聲與振動——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.噪聲與震動控制工程手冊[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社, 2002.

[4] 上官文斌,蔣學(xué)峰.發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計[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