東風汽車股份有限公司商品研發(fā)院 楊建偉 馬擴

漢陽專用汽車研究所 陳小強

對輕型卡車駕駛室在怠速工況下振動過大進行了詳細的測試、分析探究，確定其振動是由動力總成懸置系統(tǒng)剛度匹配不當所致。通過對動力總成的懸置系統(tǒng)進行解耦分析、剛度調整、重新匹配設計，從而使怠速工況下駕駛室的振動得到有效控制。

近年來，隨著我國汽車工業(yè)的跨越式發(fā)展，汽車產品消費逐漸成為人們家庭消費的重要方式。同時，隨著汽車產品的不斷增多和普及，車輛排放法規(guī)、噪聲振動法規(guī)也日趨嚴苛。輕型載貨汽車作為汽車的一部分，雖然目前在國內的定位主要是作為生產工具來使用，價格相對較便宜，但人們對它的要求卻越來越高，用戶對車輛的乘坐舒適性越來越重視?？梢哉f，汽車的乘坐舒適性已成為衡量其市場競爭力的重要因素,而駕駛室的振動是影響整車動態(tài)特性與駕駛舒適性的一個重要指標。

對于部分輕型卡車產品，在駐車狀態(tài)下，發(fā)動機處于怠速工況時，人體主觀感覺整車駕駛室內方向盤、座椅以及后視鏡振動較大，這會給駕乘人員帶來較為嚴重的不舒適感。因此，考慮從根本上進行設計改善。

駕駛室怠速振動過大原因分析

對于輕型載貨汽車而言，整車的舒適性主要針對駕駛室而言的，引起駕駛室振動的因素是多方面的，如何找出振動的原因，是一個較為棘手、復雜的問題。

根據產品開發(fā)經驗，輕卡在怠速工況運轉的主要激振源是與發(fā)動機曲軸不平衡量和爆發(fā)脈沖壓力大小有關的二階轉速頻率產生的激勵。怠速時車輛振動的傳遞路徑，由發(fā)動機激勵產生的振動經發(fā)動機懸置隔振后傳遞到車架上，通過兩個前懸置支承及兩個變速箱后懸置支承傳遞到駕駛室上對應的4個支承點，駕駛室上4個支承點振動激勵駕駛室本體結構振動，從而引發(fā)產生駕駛室座椅、方向盤以及后視鏡等振動。

1. 當前開發(fā)客觀因素

鑒于國內輕型專用汽車底盤開發(fā)方式大多為借鑒主機廠普通常規(guī)底盤的開發(fā)模式，參照比較成熟的老舊車型，缺少對噪聲、振動與聲振粗糙度（NVH）方面的分析研究，因此大都借用之前的懸置及懸置軟墊，主要考慮布置、裝配便捷，開發(fā)周期短，能快速看到市場效益。但殊不知，因車架斷面尺寸、動力總成質心、駕駛室懸置支架、駕駛室本體以及車輛軸距等在發(fā)生變化，其質量分配也發(fā)成了變化，造成借用的懸置軟墊激勵振動頻率與駕駛室的固有頻率匹配變差，振動也就變大。

加之，部分改裝企業(yè)對懸置軟墊的質量檢測手段不足，供應商在生產制造環(huán)節(jié)也疏于過程控制，往往造成實物與圖紙要求的產品減振性能相差甚遠，零件性能相散差較大。同時，主機廠在發(fā)動機出廠時對怠速控制也不是很好，往往怠速偏低，轉速波動范圍較大。

2. 振動傳遞路徑分析

傳遞路徑分析法是一種基于試驗的振動與噪聲分析方法，可解決激勵源-路徑-響應的振動噪聲問題。該方法是一種通過分析主要振動來源，進行系統(tǒng)地、有的放矢地改進設計的方法。因此，對改善車輛NVH性能更具有針對性。

就輕型卡車而言，駕駛室的激勵源主要有路面激勵和發(fā)動機激勵。由于車輛處于駐車狀態(tài)，因此駕駛室主要的激勵源來自于發(fā)動機的振動。圖1為發(fā)動機激勵下的傳遞路徑示意圖。若要降低振源發(fā)動機的振動對駕駛室的影響，最有效的辦法是調整傳遞路徑上的部件參數，達到減振與隔振的目的。因此，必須首先從發(fā)動機激勵源開始，對動力總成懸置系統(tǒng)的隔振效果進行測試。

圖1 發(fā)動機激勵源下傳遞路徑示意圖

發(fā)動機在怠速工況下的激勵振動頻率往往只是稍高于車架、駕駛室的固有頻率，若發(fā)動機怠速轉速偏低，容易引發(fā)共振。因此防止發(fā)生怠速共振也是減振的重要方面。輕型卡車的車架和駕駛室在Z向的第一固有頻率共振區(qū)在發(fā)動機怠速激勵頻率范圍內，這是怠速振動大的又一重要原因。在實際裝車生產過程中，往往有部分整車發(fā)動機的怠速轉速偏低。

綜合上文敘述和原因解析，部分輕型卡車駕駛室振動過大的原因可能是發(fā)動機懸置、駕駛室懸置減振效果不好，兩者匹配不是最佳狀態(tài)，造成怠速時出現共振等因素引起的。

因此，改善振動的主要方向為：檢測現有輕型卡車駕駛室內某一參考點的振動加速度，對發(fā)動機懸置解耦率進行計算分析，同時，通過調整懸置軟墊的剛度值，再進行解耦分析、裝車后振動加速度測試等對比檢測，最終達到降低怠速振動的目標。

改進前的發(fā)動機懸置系統(tǒng)

1. 動力總成懸置系統(tǒng)布置

汽車發(fā)動機大都通過彈性支承固定在車架縱梁上，這種彈性支承即為懸置。動力總成懸置系統(tǒng)是指連接車輛動力總成，包括發(fā)動機、離合器、變速箱、傳動軸等與車架之間的一切彈性支撐的總和。

圖2 原樣車動力總成懸置系統(tǒng)布置圖

圖3 原樣車六點懸置實物照片

圖4 原樣車六點懸置結構示意圖

在發(fā)動機所有工作轉速范圍內，發(fā)動機產生的振動必須通過懸置系統(tǒng)加以隔離，盡可能降低傳遞給車輛底盤和車身的振動。同時懸置系統(tǒng)還必須隔離由道路不平引起的車輪懸掛系統(tǒng)的振動，防止這一振動向發(fā)動機傳遞，避免發(fā)動機振動加劇以滿足車輛運行時的平穩(wěn)性和舒適性，并保證怠速和停機時發(fā)動機的穩(wěn)定性。

測試輕型卡車動力總成懸置系統(tǒng)采用6點支撐，即兩個前懸置（發(fā)動機左、右前懸置）和兩個后懸置（飛輪殼左、右后懸置）以及變速箱上左、右兩個懸置。圖2是測試樣車動力總成懸置系統(tǒng)的布置示意圖，其中每一個懸置包括上、下兩支架和橡膠軟墊。圖3為樣車懸置實物圖片。

2.樣車發(fā)動機懸置系統(tǒng)解耦分析

對于輕卡樣車，為了徹查整車振動大的確切原因，需要評估該樣車動力總成懸置系統(tǒng)的隔振效果是否在要求范圍內，需對樣車作摸底測試。樣車各懸置軟墊的結構示意如圖4所示。

為便于對比，以及數據分析的準確性，對原輕型卡車樣車的發(fā)動機各懸置點的坐標位置進行了校核，具體坐標系參數如表1所示。同時對懸置軟墊的剛度值進行了檢測，具體剛度值見表2。

表1 原樣車六點懸置參數表

表2 原樣車懸置軟墊剛度值

2.1 解耦設計目標值

對樣車原始數據確認后，對其進行解耦模態(tài)分析，根據設計經驗，普通載貨輕卡其解耦設計目標在發(fā)動機怠速工況下，解耦率需不低于60%，各坐標方向的解耦設計目標值如下：

a. Tz、 Rx解 耦率≥85%；

b. Tx、 Ry解耦率≥75%；

c. Ty、 Rz解 耦率≥60%；

d.8Hz

e. 各頻率間隔>1Hz，最小間隔>0.5Hz；

f. Tz、Rx頻率避開怠速1階12.5～13.3Hz和0.5階6.25～6.67Hz。

2.2 預載力、預載位移目標

預載力、預載位移目標如下：

a. 前后懸置各點預載載荷及位移盡量均勻；

b. 懸置軟墊靜壓縮量不大于6 mm為宜。

2.3 懸置支架強度及模態(tài)目標

懸置支架強度及模態(tài)目標：

a. 托架模態(tài)目標值：第二階約束模態(tài)要求大于500 Hz ；

b.強度目標值：在極限工況下，最大應力值不能超過屈服強度。

在采用MATLAB分析軟件將各邊界條件導入后，分析所得的解耦率數據如圖5所示：

圖5 原樣車解耦率數據

根據分析所得的解耦率，可以看出，在發(fā)動機怠速（750～800r/min）到1000r/min存在明顯的Tz與 Ry方向的共振耦合現象，這樣必然造成怠速工況下，駕駛室振動劇烈。

3. 原樣車駕駛室參考點振動檢測

為更進一步檢測樣車駕駛室實際振動情況，通過Vibrometer振動測試計對樣車駕駛室內方向盤上固定點（四輻方向盤上中位）進行測試，測試結果如圖6所示。

圖6 原樣車振動加速度檢測結果

方案優(yōu)化后的懸置系統(tǒng)

1. 動力總成懸置系統(tǒng)布置

為進一步優(yōu)化樣車的懸置布置方式，考慮盡可能避免過定位問題，將樣車的動力總成懸置點數由6點更改為5點懸置。即兩個前懸置（發(fā)動機左、右前懸置）和兩個后懸置（飛輪殼左、右后懸置）以及變速箱上一個輔助懸置。

雖然3點及4點懸置在汽車上的應用最為普遍，但懸置點的數目增多將難以保證各點的受力均衡，當車架變形時發(fā)動機和車架失去順從性，使個別支點因發(fā)生錯位而受力過大，反而影響可靠性。四點式懸置的穩(wěn)定性好，能克服較大的扭矩、反作用力，但扭轉剛度較大，不利于隔離低頻振動。

5點式懸置一般用于中、重型汽車，因為其發(fā)動機與變速箱總成的質量和長度太大，為了避免發(fā)動機缸體后端面與飛輪殼結合面上產生過大的彎矩，不得不在變速箱上增加一個輔助支點，從而形成5點式懸置。因此，經過再三思量，對優(yōu)化后的懸置選擇較為可靠的五點懸置方式。圖7是優(yōu)化后的動力總成懸置系統(tǒng)布置圖。

2.優(yōu)化后發(fā)動機懸置系統(tǒng)解耦分析

為進一步從理論上尋找一定改善依據及分析對比性，為后期的持續(xù)改進尋找一定實踐經驗，對優(yōu)化后的樣車動力系統(tǒng)布置方式進行了重新校核、梳理以及解耦分析。優(yōu)化后的各懸置軟墊的結構示意圖及解耦分析如圖8～11所示。

圖7 優(yōu)化后的動力總成懸置系統(tǒng)布置圖

圖8 優(yōu)化后5點懸置結構示意圖

圖9 優(yōu)化后的5點懸置布置坐標系

圖10 優(yōu)化后的5點懸置軟墊剛度值

圖11 優(yōu)化后樣車解耦率數據

圖12 優(yōu)化后樣車懸置實物布置圖

根據分析所得的解耦率，對比原樣車，可以明顯看出，經過優(yōu)化后的頻動及旋轉頻率即Tx、Ty、Tz、Rx、Ry、Rz均滿足解耦標準要求。由于懸置點在整車布置位置受限，同時部分懸置軟墊借用現有車輛資源，解耦的數據雖然滿足標準要求，但是還有很大的提升空間。設計優(yōu)化后的懸置實物布置如圖12所示。

3. 優(yōu)化后駕駛室參考點振動檢測

為更進一步驗證理論分析與實際改善效果的吻合度，再次通過Vibrometer振動測試計對優(yōu)化后的駕駛室內方向盤上固定點（四輻方向盤上中位）進行測試，測試結果如圖13所示，完全達到改善降低振動的目標。

圖13 優(yōu)化后樣車振動加速度檢測結果

4.優(yōu)化方案及過程回顧

輕型商用車輛應用設計開發(fā)中，在發(fā)動機的激振源無法改進的情況下，優(yōu)化懸置布置方案，運用隔振原件減小振動傳遞是目前主機廠可進行設計改進行之有效的方案之一。

由于發(fā)動機產生的主要激振力頻率是兩倍于轉速頻率的二次往復慣性力和傾覆力矩。運用隔振方法可使發(fā)動機產生的主要激振力向車架結構傳遞的振動減小。發(fā)動機懸置軟墊的設計主要目標是選取合適的剛度和阻尼，以減小絕對傳遞率，即傳到車架上的力與發(fā)動機產生的二次往復慣性力或傾覆力矩之比盡可能小。從振動理論可知，如果發(fā)動機懸置軟墊足夠軟，則除共振頻率附近外，發(fā)動機只向車架結構傳遞很小的力。但是懸置軟墊如果非常軟，產生的效果是發(fā)動機產生很大的靜位移和振幅，同時只有在高于√2倍發(fā)動機共振頻率才有隔振效果。因此，對于怠速下的振動隔離，可以考慮限制發(fā)動機產生最大的靜位移和振幅條件下，減小發(fā)動機懸置的剛度。

對于本優(yōu)化來說，其宗旨也是在動力總成的分配布置以及懸置軟墊的剛度上著手。通過對樣車的使用環(huán)境及載荷情況考量，綜合6點懸置與5點懸置的優(yōu)劣，最終選取比較合理且能滿足車輛正常載重的懸置布置方案。同時在做模態(tài)數據分析時，發(fā)現懸置軟墊的剛度值均偏大，造成解耦率比較差，因此，優(yōu)化的重心就是將發(fā)動機的懸置軟墊剛度重新調整匹配。

事實證明，經過懸置優(yōu)化布置以及合理調整懸置軟墊剛度后，實車檢測，測試點的振動加速度得到明顯降低，目測駕駛室座椅以及后視鏡，均無主觀感覺上的明顯振動。

結語

對輕型載重貨車來說，駕駛室振動的原因是由于動力總成懸置系統(tǒng)對發(fā)動機橫向振動衰減不夠引起的。應用傳遞路徑分析方法進行分析、優(yōu)化懸置設計可有效降低整車振動，且成本變差不大，同時應當采取有效的措施控制懸置軟墊的邵氏硬度以及控制發(fā)動機怠速范圍，將是行之有效的減輕駕駛室怠速振動的措施。