夏罡臻，范朝兵，許早龍

（江西昌河汽車有限責(zé)任公司，江西，景德鎮(zhèn) 333002）

隨著經(jīng)濟(jì)水平的提高和交通路況的改善，如何提高乘用車舒適性，增強(qiáng)市場競爭力已成為汽車企業(yè)必須面對的重大問題。振動噪聲性能是影響汽車乘坐和使用環(huán)境的重要因素，它給汽車用戶以最直接、最表面的感受。汽車的NVH性能是各大整車制造企業(yè)和零部件企業(yè)的關(guān)注點(diǎn)之一，作為重要的法規(guī)和競爭指標(biāo)在當(dāng)今產(chǎn)品競爭中愈發(fā)顯得重要。

車輛啟動時(shí)刻的NVH性能影響著顧客對公司產(chǎn)品動態(tài)品質(zhì)的第一印象，其噪聲與振動的表現(xiàn)將成為顧客選擇產(chǎn)品與否的判斷之一。本文就車輛啟動時(shí)的振動問題進(jìn)行探索，研究造成車輛啟動橫擺的原因，并找出主要影響因子，然后進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)與測試驗(yàn)證。

1 啟動橫擺形成機(jī)理

當(dāng)汽車進(jìn)行點(diǎn)火啟動時(shí)，起動機(jī)通過齒輪傳動強(qiáng)迫曲軸旋轉(zhuǎn)，發(fā)動機(jī)內(nèi)部的主要阻力矩激勵源由氣缸內(nèi)氣體壓力、運(yùn)動部件慣性力和系統(tǒng)摩擦力三部分構(gòu)成[1]。發(fā)動機(jī)低速運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)氣體力矩是主要部分，高速運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)慣性力矩是主要部分，所以在發(fā)動機(jī)啟動過程中，發(fā)動機(jī)的阻力矩主要貢獻(xiàn)成分——?dú)怏w力矩呈現(xiàn)較大的波動變化。

1.1 慣性力激勵分析

圖1 慣性力激勵分析

圖中：φ為連桿擺角，（°）；θ為曲軸轉(zhuǎn)角，（°）；Ω為曲軸旋轉(zhuǎn)角速度，（°）/s；x為主軸頸與活塞銷之間的距離，m；λ為曲柄半徑r與連桿長度l之比，即：

設(shè)

當(dāng)λ≤ 0. 35時(shí)，

因此，一階、二階激勵力分別為：

式中：F為活塞慣性力，N；m為活塞質(zhì)量，kg。

活塞的慣性力通過連桿和曲軸作用到缸體上，其方向沿著活塞的軸線并與活塞運(yùn)動方向相反，慣性力正比于活塞質(zhì)量和轉(zhuǎn)速ω的平方。主要的慣性力為一階和二階慣性力。

1.2 氣體壓力激勵分析

如圖2所示，氣體壓力Fp向下推動活塞，經(jīng)活塞銷、連桿、曲柄銷、主軸頸傳遞給主軸承，它與向上推動氣缸蓋的力恰好大小相等、方向相反，在機(jī)體內(nèi)達(dá)到平衡，且不會傳到機(jī)外。氣體壓力作用在缸體上相互平衡；作用到機(jī)體上只有轉(zhuǎn)矩xFs。作用在曲軸上的轉(zhuǎn)矩和作用在機(jī)體上的轉(zhuǎn)矩方向相反、大小相等。

圖2 氣體壓力激勵分析

圖中：Fp為氣體壓力，N；Fs為側(cè)向力，N；x為主軸頸與活塞銷之間的距離，m。

起動機(jī)與發(fā)動機(jī)內(nèi)部阻力矩相互平衡的過程中產(chǎn)生了發(fā)動機(jī)振動，通過發(fā)動機(jī)懸置等非線性的彈性元件和阻尼元件傳遞到車身上，又通過座椅將振動傳遞到人體，同時(shí)車體的動作將給駕駛員留下對位移幅度的視覺印象。

研究在頻域上的汽車啟動時(shí)刻的振動特性，如式（1）所示[3]。

式中：Gin(f)為發(fā)動機(jī)的輸入譜矩陣；H(f)為汽車系統(tǒng)的傳遞函數(shù)矩陣；H(f)為其共軛矩陣；H(f)T為其轉(zhuǎn)置矩陣；Gout為振動輸出譜矩陣。

傳遞函數(shù)矩陣H(f)主要由發(fā)動機(jī)懸置和底盤懸架的系統(tǒng)剛度和阻尼構(gòu)成。

2 啟動橫擺影響因素分析

針對該車型啟動瞬間橫向擺動幅度大的問題（以下簡稱啟動橫擺問題），從振動激勵源、傳遞路徑、響應(yīng)等環(huán)節(jié)進(jìn)行了研究。各個(gè)環(huán)節(jié)影響因素如圖3所示。

圖3 影響因素

本文首先對3個(gè)影響因素進(jìn)行了研究：懸置優(yōu)化、電噴控制策略優(yōu)化和啟動拖拽轉(zhuǎn)速優(yōu)化。

2.1 懸置對啟動橫擺的影響分析

該車型發(fā)動機(jī)為縱向布置，3點(diǎn)式懸置支持。懸置的作用除了支撐、限位外，還應(yīng)滿足減振、避頻、剛體模態(tài)解耦等會更進(jìn)一步影響整車NVH品質(zhì)的性能要求。發(fā)動機(jī)懸置結(jié)構(gòu)如圖4所示。

圖4 發(fā)動機(jī)懸置結(jié)構(gòu)圖

發(fā)動機(jī)懸置的布置位置與剛度共同影響動力總成6個(gè)方向的自由模態(tài)，設(shè)計(jì)原則上要求該6個(gè)模態(tài)解耦，但實(shí)際產(chǎn)品中無法達(dá)到6個(gè)方向都100%解耦，通常行業(yè)內(nèi)推薦85%以上解耦。

根據(jù)動力總成及懸置剛度等參數(shù)，在ADAMS中搭建動力總成仿真模型并進(jìn)行模態(tài)解耦計(jì)算[2]。仿真結(jié)果顯示，發(fā)動機(jī)剛體Lateral模態(tài)與Roll模態(tài)耦合，解耦率均為50%左右，結(jié)果見表1。為改善動力總成模態(tài)解耦情況，調(diào)整左、右兩個(gè)懸置支架的安裝角度，使兩個(gè)懸置的彈性中心能更接近動力總成的主慣性軸線。優(yōu)化后的發(fā)動機(jī)模態(tài)解耦結(jié)果見表2。

表1 原型車發(fā)動機(jī)模態(tài)分布情況

表2 優(yōu)化后發(fā)動機(jī)模態(tài)分布情況

將優(yōu)化前后的懸置裝車并進(jìn)行實(shí)車NVH性能測試，結(jié)果見表3。

由于發(fā)動機(jī)剛體模態(tài)分布及解耦得到了改善，且Roll方向的剛度增加，所以對懸置安裝角度的改變能明顯地改善該車型的啟動橫擺問題。但由于安裝角度的變化導(dǎo)致Roll方向剛度增加，所以隔振效果會下降，橫向振動轉(zhuǎn)移至其它兩個(gè)方向，啟動橫擺得到改善，但勻速工況等振動表現(xiàn)不如原型車。

主觀駕駛評價(jià)結(jié)果與客觀測試方向一致，認(rèn)為優(yōu)化后的方案二在啟動橫擺控制方面更好，但隔振性能不如原方案。考慮到車輛日常行駛過程中的勻速及加速工況遠(yuǎn)比啟動工況多，因此調(diào)整左、右兩個(gè)懸置支架的安裝角度的方案不可取。

2.2 電噴策略對啟動橫擺影響分析

車輛ECU模塊儲存著應(yīng)對不同工況下的發(fā)動機(jī)噴油策略，策略中缸內(nèi)火花塞點(diǎn)火時(shí)刻與噴油量的大小都對發(fā)動機(jī)產(chǎn)生的轉(zhuǎn)矩有著重要影響。

電噴策略對啟動工況的控制分為4個(gè)階段：拖拽、判缸、點(diǎn)火和判斷啟動成功與否[4]。

分別對電噴策略中的幾個(gè)影響因素進(jìn)行修改，驗(yàn)證其對車輛啟動橫擺的影響情況，結(jié)果見表4。

表3 懸置支架角度優(yōu)化前后車內(nèi)振動對比

表4 電噴策略對啟動橫擺的影響

研究結(jié)果表明，針對該車型，電噴策略中的噴油量和進(jìn)氣量都對啟動橫擺問題影響較小，此外，點(diǎn)火時(shí)刻對啟動橫擺問題也有一定影響，所以電噴策略不屬于主要影響因素。

2.3 拖拽轉(zhuǎn)速對啟動橫擺影響分析

拖拽轉(zhuǎn)速為起動機(jī)通電情況下與發(fā)動機(jī)扭轉(zhuǎn)阻力平衡后的發(fā)動機(jī)曲軸轉(zhuǎn)動速度，起動電機(jī)的功率及發(fā)動機(jī)缸阻等參數(shù)將決定拖拽轉(zhuǎn)速的大小。

對4缸發(fā)動機(jī)點(diǎn)火頻率的計(jì)算公式為[5]：

式中：f為發(fā)動機(jī)點(diǎn)火頻率，Hz；n為發(fā)動機(jī)曲軸轉(zhuǎn)速，r/min。

通過監(jiān)測電噴數(shù)據(jù)得到該車型發(fā)動機(jī)的啟動拖拽轉(zhuǎn)速為260 r/min，拖拽過程中峰值轉(zhuǎn)速為300 r/min。

根據(jù)式（2）計(jì)算得到發(fā)動機(jī)點(diǎn)火頻率為8.7～10 Hz，即起動機(jī)拖動曲軸轉(zhuǎn)動階段發(fā)動機(jī)對車身的輸入頻率。通過借助LMS test lab測得座椅導(dǎo)軌處的橫向振動加速度曲線，并對其進(jìn)行FFT轉(zhuǎn)換，得到的頻域橫向加速度曲線[6]如圖5所示。由圖可知，橫向振動的主要頻率為8.8 Hz，與理論計(jì)算值相符，在7.3 Hz時(shí)存在一個(gè)次共振峰值，該車橫向擺動有7.3 Hz和8.8 Hz兩個(gè)固有頻率。

圖5 座椅導(dǎo)軌橫向加速度FFT圖

為研究兩個(gè)固有頻率的敏感程度，將拖拽轉(zhuǎn)速降至250 r/min，測得座椅導(dǎo)軌處的橫向振動加速度曲線，并對其進(jìn)行FFT轉(zhuǎn)換，得到的頻域橫向加速度曲線如圖6所示。由圖可知，橫向振動的主要頻率依然為7.3 Hz和8.8 Hz，但最大振動加速度幅值降低26%。

圖6 拖拽轉(zhuǎn)速250 r/min時(shí)的座椅導(dǎo)軌橫向加速度FFT圖

繼續(xù)降低拖拽轉(zhuǎn)速至220 r/min，此時(shí)發(fā)動機(jī)點(diǎn)火頻率激勵應(yīng)為7.3 Hz，測得座椅導(dǎo)軌處的頻域橫向加速度曲線如圖7所示，橫向振動的主要頻率仍為7.3 Hz和 8.8 Hz，最大振動加速度幅值降低40%。綜上所述，3次變更拖拽轉(zhuǎn)速試驗(yàn)，可分析得出該車輛具有7.3 Hz和8.8 Hz兩個(gè)固有橫向擺動頻率，且8.8 Hz的固有屬性更為敏感。

圖7 拖拽轉(zhuǎn)速220 r/min時(shí)的座椅導(dǎo)軌橫向加速度FFT圖

通過改變發(fā)動機(jī)拖拽轉(zhuǎn)速，能夠有效地改善該車輛的啟動橫擺問題。當(dāng)發(fā)動機(jī)拖拽轉(zhuǎn)速為260 r/min時(shí)，座椅導(dǎo)軌處橫向加速度最大，隨著發(fā)動機(jī)拖拽轉(zhuǎn)速的降低，座椅橫向加速度大幅減小并趨近一個(gè)穩(wěn)定的幅值。

由表1可知，仿真得出的理論發(fā)動機(jī)Rol（x）模態(tài)頻率為7.6 Hz，而理論仿真未考慮橡膠阻尼，所以初步判斷7.3 Hz系統(tǒng)模態(tài)即為發(fā)動機(jī)繞x軸的橫擺模態(tài)。而系統(tǒng)中存在的另外一個(gè)8.8 Hz橫擺模態(tài)，初步判斷為整車與底盤懸架構(gòu)成的Roll（x）剛體模態(tài)。通過降低發(fā)動機(jī)啟動轉(zhuǎn)速使二階氣壓力矩波動頻率降低，避開了對系統(tǒng)更為敏感的8.8 Hz橫擺模態(tài)，從而有效地控制了車輛啟動工況的整車橫擺幅度。

3 結(jié)論

本文以某款車型啟動橫擺問題為例，對可能造成車輛啟動橫擺的原因進(jìn)行探索研究。對激勵源和傳遞路徑兩方面進(jìn)行分析與試驗(yàn)驗(yàn)證，結(jié)果表明，改變啟動轉(zhuǎn)速與懸置安裝角度能有效改善車輛啟動橫擺問題，而調(diào)整電噴策略和懸置剛度對車輛橫擺問題影響較小。

研究表明，造成該車輛啟動橫擺的主要原因是系統(tǒng)存在一個(gè)較為敏感的8.8 Hz的共振頻率，而搭載的發(fā)動機(jī)，其啟動時(shí)刻的點(diǎn)火頻率為8.7～10 Hz時(shí)會引起該車輛橫向擺動共振。通過多次試驗(yàn)驗(yàn)證，將發(fā)動機(jī)啟動轉(zhuǎn)速設(shè)計(jì)在200～230 r/min區(qū)間，對車輛橫擺問題及啟動聲品質(zhì)均有較大改善。