程 林， 劉啟華， 趙文杰， 劉 濤， 姜耀全， 張小虎， 盧伯聰

(上海汽車集團股份有限公司技術中心，上海 201804)

隨著經(jīng)濟水平的提升和生活品質(zhì)的改善，人們對于汽車考量的不僅是外觀、動力、油耗、排放、安全等傳統(tǒng)因素，很大程度上也離不開駕乘感、舒適性等主觀因素。在整車性能指標中，NVH性能已經(jīng)成為用戶敏感度最高的指標之一[1]。隨著汽車保有量的增加，交通堵塞狀況日益嚴重，整車在怠速工況下的時間量顯著增多，人們對于怠速狀態(tài)下汽車的舒適性要求也隨著提高。汽車怠速時人們最直觀的感受就是整車的振動水平，若振動過大，就會造成明顯的市場抱怨。許多主機廠的售后問題都與怠速抖動有關，抖動水平直接影響客戶評價。整車怠速抖動不但容易引起客戶的不舒適感，而且會造成零部件振動過大，壽命降低，因此整車怠速抖動問題的研究與優(yōu)化具有較大的實際意義。

本文針對某整車怠速抖動問題，先是通過NVH測試方法分析抖動頻率特征，然后通過模態(tài)分析方法進行動力總成懸置系統(tǒng)剛體模態(tài)試驗，確認抖動根本原因，再應用整車16自由度CAE模型進行參數(shù)敏感度分析，進行懸置剛度參數(shù)優(yōu)化，成功降低該整車的怠速抖動量級，對于整車怠速抖動問題的解決方法具有一定的參考意義。

1 整車怠速抖動問題

1.1 基本描述

整車怠速抖動問題，普遍采用主觀評估和客觀測試相結合的方法[2]。本文故障車冷車起動時，怠速轉速較高(約1 100 r/min)，沒有明顯的抖動問題；隨著水溫的升高，發(fā)動機轉速逐漸降低，車內(nèi)抖動增加明顯；完全熱機后(約700 r/min)，抖動量級較大且持續(xù)存在，易引起抱怨。

1.2 振動頻譜分析

在駕駛員座椅導軌處布置振動傳感器進行測試(采用整車坐標系，汽車前后方向為X，左右側向為Y，豎直向上為Z)，測試結果顯示-抖動頻率為11.3 Hz。該型車怠速時，發(fā)動機熱機轉速680 r/min，發(fā)動機運轉一階頻率為11.33 Hz，與抖動頻率吻合。從振動頻譜圖中看出，座椅導軌X向振動最大，Z向振動其次(Y向量級較小，略)，如圖1所示。

圖1 座椅導軌怠速振動頻譜Fig.1 Spectrum of seat rail idle vibration

通常，對于整車怠速抖動這樣的系統(tǒng)問題，需要分析振動源和傳遞路徑[3]。首先分析振動源，動力總成是整車怠速時的主要振動激勵源，發(fā)動機曲軸回轉系統(tǒng)及變速箱輸入軸系統(tǒng)的旋轉不平衡是產(chǎn)生一階振動激勵的因素之一；發(fā)動機燃燒不均勻性是產(chǎn)生一階激勵的第二個因素。它們均對發(fā)動機本體施加相應的激勵力，產(chǎn)生本體振動響應，進而通過懸置產(chǎn)生力作用在車身上，再進一步傳遞到車內(nèi)，表現(xiàn)為整車怠速抖動現(xiàn)象。在發(fā)動機本體上布置振動傳感器進行測試(整車坐標系)，結果如圖2所示。發(fā)動機的振動能量主要集中在二階，符合四缸機正常工作燃燒時的二階振動，一階振動沒有明顯異常，由此判斷該車抖動問題主要受結構傳遞路徑的影響。對于動力總成旋轉不平衡激勵和燃燒不穩(wěn)定性激勵的機理和優(yōu)化方法，將另文深入剖析。

圖2 發(fā)動機怠速振動頻譜Fig.2 Spectrum of engine idle vibration

2 懸置系統(tǒng)試驗分析

2.1 剛體模態(tài)基本原理

動力總成懸置系統(tǒng)是動力總成隔振性能的關鍵環(huán)節(jié)[4]。對于怠速抖動等低頻問題來說，安裝動力總成的幾個懸置顯然是最主要的結構傳遞路徑，因此需要對懸置系統(tǒng)進行分析，以進一步判斷問題原因。該車動力總成采用三點懸置，可以把動力總成懸置系統(tǒng)視為一個具有三個彈性支撐的質(zhì)量-剛度系統(tǒng)[5]。這個系統(tǒng)有六個自由度，分別為沿三軸方向的平動x，y，z和繞三軸方向的轉動θx，θy，θz，系統(tǒng)六自由度坐標為：

[q]=[xyzθxθyθz]T

(1)

根據(jù)拉格朗日定理和虛功原理，可得懸置系統(tǒng)動力學方程為：

(2)

式中:[M]為質(zhì)量矩陣;[C]為阻尼矩陣;[K]為剛度矩陣;F(t)為激勵力。

2.2 動力總成懸置系統(tǒng)剛體模態(tài)

一般動力總成懸置系統(tǒng)剛體模態(tài)頻率在5～30 Hz之間，較易與發(fā)動機低階激勵耦合，懸置是否合理設計關系到整車對動力總成激勵的敏感程度。采用試驗模態(tài)方法測試各個測點加速度響應，并提取模態(tài)參數(shù)[6-7]。結果如表1所示。模態(tài)振型如圖3～8所示。

表1 動力總成懸置系統(tǒng)剛體模態(tài)

圖3 第一階模態(tài)振型Fig.3 The first mode

圖4 第二階模態(tài)振型Fig.4 The second mode

圖5 第三階模態(tài)振型Fig.5 The third mode

圖6 第四階模態(tài)振型Fig.6 The fourth mode

圖7 第五階模態(tài)振型Fig.7 The fifth mode

圖8 第六階模態(tài)振型Fig.8 The sixth mode

從結果中可以看出，Z向平動(Bounce)對應的第2階剛體模態(tài)和X向平動(Fore-aft)對應的第3階剛體模態(tài)這兩個模態(tài)本身就比較接近，可能引起這Z向和X向這兩個方向?qū)B(tài)間的耦合。整車怠速下動力總成激勵的一階振動分量11.3 Hz，與Z向平動模態(tài)10.9 Hz和X向平動模態(tài)11.9 Hz均非常接近，極易引起耦合共振，從而造成整車抖動。從前面的分析可知，整車抖動時最顯著的方向也是Z和X這兩個方向。據(jù)此可以判斷，該整車怠速抖動問題是由于懸置系統(tǒng)剛體模態(tài)與動力總成一階振動分量耦合共振。

3 整車系統(tǒng)CAE分析

3.1 整車16自由度模型

懸置系統(tǒng)需要重新設計匹配來避開模態(tài)共振，一般改變懸置的安裝位置、角度或剛度[8]。對于量產(chǎn)車來說，改變懸置的安裝位置、角度顯然相當困難，比較可行的是改變懸置的剛度。目前整車普遍采用三點或四點懸置，每個懸置有三個剛度方向參數(shù)，涉及變量較多。因此需要需要合理配置懸置參數(shù)，降低振動耦合度[9]。本文通過CAE仿真手段建立模型計算整車怠速抖動，基于懸置剛度偏差進行DOE仿真分析，同時對各個剛度參數(shù)進行敏感度分析，以確定每個方向剛度參數(shù)對于怠速抖動的影響程度。整車16自由度剛體模型如圖9所示。

圖9 整車16自由度CAE模型Fig.9 CAE model of vehicle with 16 freedoms

3.2 懸置剛度敏感度分析

該整車采用三點懸置，分別為發(fā)動機懸置，變速箱懸置和下系桿懸置，以懸置剛度為輸入，以座椅導軌振動為輸出。設定DOE工況輸出限值如下：

f(K1,K2,K3)≤0.005

(3)

[Ki](Kix,Kiy,KiZ),i=1,2,3

(4)

式中:K1x,K1y,K1Z分別為發(fā)動機懸置三個方向剛度，K2x,K2y,K2Z分別為變速箱懸置三個方向剛度，K3x,K3y,K3Z分別為下系桿懸置三個方向剛度。

每個懸置3個方向共計9個變量，以這9個剛度變量為輸入，共512個工況，以剛度上下浮動20%為設計因素變化量進行DOE計算，基于DOE結果對于各懸置三個方向剛度參數(shù)進行敏感度分析。設置懸置剛度與座椅導軌振動的關聯(lián)程度方程如下：

(5)

式中:Rab表示關聯(lián)程度;a為懸置剛度;b為座椅導軌振動。

由關聯(lián)度計算可知，懸置剛度對座椅導軌振動的敏感度排序依次是下系桿懸置X向剛度，發(fā)動機懸置Z向剛度，變速箱懸置Z向剛度。座椅導軌兩個方向振動與懸置剛度的關聯(lián)度結果分別如表2和表3所示。

表2 座椅導軌X向振動與懸置剛度的關聯(lián)度

表3 座椅導軌Z向振動與懸置剛度的關聯(lián)度

4 試驗驗證及結論

4.1 試驗驗證

在滿足性能指標的前提下，敏感度高的設計變量應盡可能保持在最優(yōu)值附近，設計、制造都要從嚴要求[10]?；趹抑脛偠葏?shù)敏感度分析結果，控制下系桿X向剛度、發(fā)動機懸置Z向剛度和變速箱懸置Z向剛度在懸置零部件偏差在設計中值附近，對于三個懸置進行剛度優(yōu)化。將改進后的懸置裝車后進行試驗驗證，發(fā)現(xiàn)整車怠速抖動明顯下降?？陀^測試顯示，座椅導軌一階抖動抱怨的頻率亮帶基本消失。優(yōu)化后座椅導軌怠速振動如圖10所示。

圖10 優(yōu)化后座椅導軌怠速振動Fig.10 Idle vibration of seat rail after optimization

對于懸置剛度優(yōu)化后的車輛進行實車主觀評估，以驗證實際改善效果。實車怠速工況主觀評估結果如表4所示。

表4 怠速工況主觀評估結果

由上述可知，懸置剛度優(yōu)化對于怠速工況振動有明顯改善，但不確定優(yōu)化后對于瞬態(tài)工況(特別是加速工況)的影響，因此還有必要評估下優(yōu)化對于其他工況整車振動的影響。該車為自動擋，僅需評估D擋加速。D擋加速工況主觀評估結果如表5所示。結果表明，優(yōu)化對于其他工況整車振動無惡化。

表5 D擋加速工況主觀評估結果

4.2 結 論

(1)運用模態(tài)測試方法獲取動力總成懸置系統(tǒng)的剛體模態(tài)信息，分析怠速抖動原因，為類似怠速抖動問題研究提供了思路。

(2)采用CAE仿真手段建立整車16自由度剛體模型，針對懸置剛度參數(shù)進行敏感度分析，為怠速抖動優(yōu)化提供了方向。

(3)將剛度參數(shù)優(yōu)化后的懸置裝車驗證，發(fā)現(xiàn)優(yōu)化后怠速抖動明顯改善，對于整車怠速抖動問題的解決具有參考價值。