徐 猛 趙 帥 袁細(xì)祥 李 建 石計紅 曲秀蘭

(北京汽車研究總院有限公司 北京 101300)

0 引言

隨著我國汽車工業(yè)水平的不斷發(fā)展，客戶對汽車的要求越來越多元化，對動力性、經(jīng)濟(jì)性、操縱性、舒適性等方面要求也越來越高，相應(yīng)的車輛控制系統(tǒng)也越來越精細(xì)復(fù)雜。隨著整車控制參數(shù)不斷增加，車輛控制參數(shù)對于車輛異響的影響逐漸增多，也帶來更大的挑戰(zhàn)。尤其車輛某些異響問題，其特征頻率往往不存在階次或者共振帶等頻率特征，難以直接通過頻率特征進(jìn)行直接分析，一般主要依靠工程經(jīng)驗和猜測驗證等主觀的方式進(jìn)行排查。

張軍等[1]通過經(jīng)驗判斷，推測異響與電驅(qū)動系統(tǒng)具備關(guān)聯(lián)性，結(jié)合傳統(tǒng)振動與噪聲測試分析的方式，排查異響，但異響分析過程主要依賴經(jīng)驗判斷，缺少數(shù)據(jù)支撐。羅涌泉[2]通過主觀分析、沖擊痕跡識別和反復(fù)拆裝試驗對比排查異響，但反復(fù)拆裝對比試驗的方法，驗證過程復(fù)雜。趙亮亮等[3]基于“猜想-理論研究-試驗驗證”的排查方法，首先通過經(jīng)驗猜想異響為變速器齒輪敲擊導(dǎo)致，然后根據(jù)理論分析異響可能產(chǎn)生的原因，最后通過扭振分析等測試分析手段驗證猜想，但該方法僅適用于系統(tǒng)相對簡單、排查方向明確的異響問題。梁阿南等[4]基于主觀評價初步判斷異響源為轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，通過截取異響時域波形，根據(jù)不同位置振動傳感器采集的振動量級大小進(jìn)行數(shù)據(jù)對比，判斷故障原因，但未考慮系統(tǒng)固有頻率共振放大振動幅值情況。陳達(dá)亮等[5]采取試驗和主觀評價相結(jié)合的研究方式，分析并確認(rèn)其傳動系扭振特性匹配不當(dāng)與變速器齒輪敲擊異響間的較強(qiáng)相關(guān)性，但此方法僅適用于傳統(tǒng)NVH測試分析中能得到明顯特征的異響。Zhang等[6]結(jié)合頻域統(tǒng)計和能量譜密度，識別故障軸承核心頻帶，最終完成聲源定位，但也僅適用于異響階次特征明顯的問題。總之，目前各專家學(xué)者主要是通過經(jīng)驗判斷、結(jié)合傳統(tǒng)噪聲、振動等測試手段識別和分析異響，但該方法對控制策略造成的整車異響并不適用，需要從控制策略入手，正向分析整車異響問題。

本文介紹了一種可以實現(xiàn)車輛控制參數(shù)與車輛NVH 數(shù)據(jù)同步采集的方法，通過數(shù)據(jù)轉(zhuǎn)化與同時域分析，對車輛異響問題進(jìn)行有效剖析，快速鎖定車輛異響問題與關(guān)鍵控制參數(shù)的關(guān)系，通過關(guān)鍵控制參數(shù)的線索逐級排查，最終確定問題產(chǎn)生原因，對車輛異響問題實現(xiàn)有效控制。

1 車輛控制參數(shù)與NVH同步采集方法

車輛控制參數(shù)與NVH 同步采集是一種將整車內(nèi)部的控制參數(shù)，通過數(shù)據(jù)與協(xié)議的雙重轉(zhuǎn)換，轉(zhuǎn)換為可以被NVH 前端采集的格式，并與NVH 數(shù)據(jù)同步采集分析的方法。傳統(tǒng)的NVH 分析方法只能讀取車輛控制參數(shù)中的部分CAN 協(xié)議數(shù)據(jù)，隨著車輛控制參數(shù)越來越復(fù)雜，僅使用部分CAN 協(xié)議數(shù)據(jù)難以實現(xiàn)對于車輛NVH問題的有效識別。

整車控制參數(shù)與NVH 同步采集原理如圖1 所示。整車控制參數(shù)一般采用CCP、XCP、KWP、J1939、CAN 等通訊協(xié)議，而NVH 分析軟件只能讀取CAN協(xié)議格式下的數(shù)據(jù)，需要完成數(shù)據(jù)與協(xié)議的雙重轉(zhuǎn)換，才能將車輛內(nèi)部大量不同協(xié)議的控制參數(shù)通過CAN協(xié)議數(shù)據(jù)導(dǎo)入NVH分析軟件。數(shù)據(jù)和協(xié)議的雙重轉(zhuǎn)換主要指把CCP/XCP/KWP/J1939等協(xié)議數(shù)據(jù)全部轉(zhuǎn)換為CAN 協(xié)議的數(shù)據(jù)。NVH 數(shù)據(jù)包括噪聲、振動、扭振等，通過傳聲器、加速度傳感器和轉(zhuǎn)速傳感器等設(shè)備，生成電壓模擬量信號，與轉(zhuǎn)換后的CAN 協(xié)議的數(shù)據(jù)一起導(dǎo)入NVH 分析軟件，如圖2 所示，最終實現(xiàn)車輛控制參數(shù)和NVH數(shù)據(jù)的同步采集。

圖1 控制參數(shù)與NVH 同步采集架構(gòu)圖Fig.1 Control parameters and NVH synchronization acquisition architecture diagram

圖2 整車控制參數(shù)數(shù)據(jù)流Fig.2 Data flow of vehicle control parameters

整車控制參數(shù)同步采集包括控制參數(shù)采集和NVH 數(shù)據(jù)采集兩部分。實際工程應(yīng)用中，控制參數(shù)采集可使用德國IP-TRONIK 公司的Fleetlog2 模塊完成協(xié)議和數(shù)據(jù)的雙重轉(zhuǎn)換，轉(zhuǎn)換后數(shù)據(jù)導(dǎo)入西門子的NVH 數(shù)采前端SCADAS-Mobile 中，數(shù)據(jù)流如圖2所示，轉(zhuǎn)換過程主要包括A2L和DBC協(xié)議及數(shù)據(jù)的轉(zhuǎn)換，A2L 協(xié)議可以讀取發(fā)動機(jī)所有的內(nèi)部標(biāo)定參數(shù)，數(shù)量約為10 多萬個，根據(jù)實際需求選取關(guān)聯(lián)參數(shù)即可，DBC協(xié)議數(shù)據(jù)包括整車及變速器控制參數(shù)等，數(shù)量約為100 個，選擇常用參數(shù)即可(轉(zhuǎn)速、扭矩、擋位、車速等)。參數(shù)的選擇需要對車輛控制有基本的了解，逐級排查，最終確定異響問題的有關(guān)參數(shù)。

2 案例分析

2.1 案例一 底盤沖擊異響

2.1.1 問題介紹

某處于開發(fā)階段的縱置四驅(qū)車型，在車速40～50 km/h 工況下，松油門后再次急踩油門加速時，車身底盤發(fā)出瞬間沖擊異響聲，主觀評價聲音來源于車輛底盤前部，據(jù)聲音來源懷疑懸置橡膠墊被壓縮后造成的動力總成、排氣系統(tǒng)等金屬件之間的碰撞[7]。

2.1.2 NVH 測試與分析

針對該異響問題，首先進(jìn)行關(guān)鍵零部件的NVH測試。分別采集變速器殼體振動、分動器振動、車架懸置振動和駕駛員右耳噪聲，傳感器布置如圖3 所示，使用西門子SCADAS-Mobile 數(shù)據(jù)采集前端和LMS.Test.lab軟件的Signature模塊進(jìn)行測試，設(shè)置振動數(shù)據(jù)分析帶寬為1024 Hz，噪聲數(shù)據(jù)分析帶寬為25600 Hz，頻率分辨率均為1 Hz，跟蹤模式為時間跟蹤，時間分辨率為0.1 s。

圖3 整車NVH 測試傳感器布置Fig.3 NVH test sensor layout of the vehicle

待車輛充分熱車后(水溫達(dá)到90?C)，在平整瀝青路面上，車輛加速至40～50 km/h后，松油門后急踩油門產(chǎn)生沖擊異響，異響共測試3組，保證測試數(shù)據(jù)一致性。

異響噪聲的頻譜分析如圖4 所示，沖擊異響頻譜表現(xiàn)為寬頻特征，無明顯的頻率特征(常見為階次或者共振特征)，難以通過頻譜確定問題所在，傳統(tǒng)核心頻率追蹤方法[8?9]不適用。

圖4 駕駛室噪聲頻譜Fig.4 Noise spectrum of cab

NVH 數(shù)據(jù)時域分析如圖5 所示，通過聲學(xué)回放可以確定，在9.35 s 附近車內(nèi)出現(xiàn)沖擊異響，而此時刻，懸置、變速箱和分動器殼體等位置均未出現(xiàn)撞擊造成的振動信號突變，嘗試其他多個位置也未發(fā)現(xiàn)振動突變，傳統(tǒng)的NVH 測試分析手段難以進(jìn)一步排查。

圖5 異響聲與底盤振動信號對比分析Fig.5 Comparative analysis of abnormal sound and chassis vibration signals

2.1.3 整車控制參數(shù)同步分析

采用車輛控制參數(shù)的同步采集方法，同步采集車輛的NVH 數(shù)據(jù)和控制參數(shù)數(shù)據(jù)，其中針對異響問題的參數(shù)選取如圖6 所示，其中包括整車/發(fā)動機(jī)關(guān)鍵控制參數(shù)和振動噪聲數(shù)據(jù)，如噪聲信號、振動信號、車速、轉(zhuǎn)速、輸出扭矩、各缸點火角、噴油量、進(jìn)氣流量和空燃比、加速踏板行程等，部分控制參數(shù)及其意義說明如表1所示。

表1 部分控制參數(shù)及其意義說明Table 1 Partial control parameters and their meanings

圖6 同步采集數(shù)據(jù)Fig.6 Synchronous acquisition data

綜合多個控制參數(shù)分析，并結(jié)合NVH 聲學(xué)回放，異響發(fā)生的時刻，駕駛員需求扭矩和發(fā)動機(jī)輸出扭矩都出現(xiàn)異常突變，如圖7所示，而扭矩?zé)o異常工況則無異響，因此可以判斷該沖擊異響與扭矩突變有強(qiáng)相關(guān)性，其中紅色曲線為發(fā)動機(jī)的需求扭矩曲線，綠色曲線為發(fā)動機(jī)的實際扭矩曲線。

圖7 整車控制參數(shù)相關(guān)性分析(優(yōu)化前)Fig.7 Correlation analysis of vehicle control parameters(before optimization)

根據(jù)發(fā)動機(jī)扭矩策略可知，扭矩波動主要來源于發(fā)動機(jī)控制單元(ECU)，它能夠控制發(fā)動機(jī)的扭矩輸出。而發(fā)動機(jī)的扭矩突變是由控制策略決定的，進(jìn)一步分析其原因是發(fā)動機(jī)的斷缸策略[10?11]被激活。斷缸策略是一種可以讓多缸內(nèi)燃機(jī)中某幾個氣缸中斷噴油的技術(shù)，在一定程度上節(jié)省燃油?；跀喔撞呗裕l(fā)動機(jī)收油時，缸內(nèi)停止噴油，輸出扭矩下降，此時急踩油門，出現(xiàn)扭矩急劇輸出，引起了排氣歧管內(nèi)的氣流壓力突變，造成排氣管路發(fā)生沖擊異響，表現(xiàn)為車輛底盤沖擊異響。同時，噴油的關(guān)鍵參數(shù)FPW 也由零產(chǎn)生了突變(零代表閉缸策略激活)，進(jìn)一步驗證了猜測。

2.1.4 整車控制參數(shù)同步分析

通過優(yōu)化控制策略，調(diào)整斷缸策略響應(yīng)時間，即在40～50 km/h工況下，松油門后再次急踩油門加速，斷缸策略不被激活，扭矩?zé)o突變，排氣管內(nèi)亦無氣流壓力突變，沖擊異響消失。扭矩和聲壓數(shù)據(jù)如圖8 所示，其中藍(lán)色曲線為發(fā)動機(jī)噪聲值，紅色曲線為發(fā)動機(jī)的需求扭矩曲線，綠色曲線為發(fā)動機(jī)的實際扭矩曲線。可知需求和實際輸出扭矩均無突變，聲壓級亦無突變。需指出，采用異響控制策略后，燃油經(jīng)濟(jì)性理論上將降低，但考慮油門急收后立即急踩工況在綜合油耗中占比較小，而底盤沖擊異響對駕駛員的影響又較大，因此最終仍選用此方案。實際工程項目中不能僅僅考慮NVH性能，必須與其他性能進(jìn)行綜合考慮和平衡。

圖8 整車控制參數(shù)相關(guān)性分析(優(yōu)化后)Fig.8 Correlation analysis of vehicle control parameters(after optimization)

2.2 案例二 渦輪氣流異響

2.2.1 問題介紹

某處于開發(fā)階段的縱置四驅(qū)車型，在全油門加速工況，出現(xiàn)明顯嘶嘶聲，其中3 擋急加速最明顯，主觀評價為氣流異響，據(jù)聲音來源懷疑進(jìn)氣系統(tǒng)，如增壓器、進(jìn)氣管路和空濾等內(nèi)部空氣摩擦導(dǎo)致。

2.2.2 NVH 測試與分析

針對該異響問題，首先進(jìn)行關(guān)鍵零部件的NVH測試。分別采集增壓器中間體振動、增壓器近場噪聲和駕駛員右耳噪聲，傳感器布置如圖9 所示，使用西門子SCADAS-Mobile 數(shù)據(jù)采集前端和LMS.Test.lab軟件的Signature模塊進(jìn)行測試，設(shè)置振動數(shù)據(jù)分析帶寬為1024 Hz，噪聲數(shù)據(jù)分析帶寬為25600 Hz，頻率分辨率均為1 Hz，跟蹤模式為時間跟蹤，時間分辨率為0.1 s。

圖9 整車NVH 測試傳感器布置圖Fig.9 NVH test sensor layout of the vehicle

待車輛充分熱車后(水溫達(dá)到90?C)，在平整瀝青路面上，測試3 擋急加速工況，發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速由1000 r/min 升高到4000 r/min，異響共測試3組，保證測試數(shù)據(jù)一致性。

通過聲學(xué)回放方法，確定嘶嘶異響聲主要頻率范圍為5000～8000 Hz，異響噪聲的頻譜分析如圖10 所示，由于發(fā)動機(jī)艙內(nèi)噪聲源較多，嘶嘶異響聲幅值并不突出，傳統(tǒng)NVH 分析手段無法通過客觀數(shù)據(jù)明確嘶嘶聲異響。

圖10 增壓器近場噪聲頻譜Fig.10 Near-field noise spectrum of supercharger

2.2.3 整車控制參數(shù)同步分析

通過控制參數(shù)與NVH 數(shù)據(jù)同時采集，可得到增壓器多個關(guān)鍵參數(shù)，具體如表2所示，包括進(jìn)氣流量Airflow、渦輪進(jìn)口壓力Pk 和渦輪出口壓力Po。分析異響發(fā)生時刻不同壓比下的渦輪增壓器進(jìn)氣流量，可得到增壓器的實際工作曲線，其中，壓比等于增壓器壓氣機(jī)出口處的壓力Pk 與壓氣機(jī)進(jìn)口處的壓力Po之比值。

表2 增壓器控制參數(shù)及其意義說明Table 2 Supercharger control parameters and their meanings

增壓器的實際工作曲線如圖11 所示，問題工況下渦輪增壓器實際工作壓縮比與喘振線兩者距離較近，渦輪增壓器處于輕喘振區(qū)域附近。結(jié)合聲學(xué)回放主觀評價，確認(rèn)該異響為渦輪增壓器Hiss噪聲。

圖11 增壓器喘振線與實際壓縮比Fig.11 Surge line and actual compression ratio of supercharger

Hiss 噪聲是增壓器噪聲中常見的種類之一，主要是在發(fā)動機(jī)低轉(zhuǎn)速加速時，因增壓器轉(zhuǎn)速在較短的時間內(nèi)快速上升所引起的一種噪聲。其產(chǎn)生機(jī)理是，壓氣機(jī)葉片氣體分離產(chǎn)生的紊流噪聲，為一種輕度喘振現(xiàn)象，發(fā)動機(jī)對低速大扭矩的追求，使增壓器運(yùn)行曲線進(jìn)入輕度喘振區(qū)域，此時進(jìn)氣流速較小，壓氣機(jī)葉片根部發(fā)生氣體分離，產(chǎn)生紊流噪聲[12?13]，產(chǎn)生機(jī)理如圖12所示，增壓器運(yùn)行曲線進(jìn)入輕度喘振區(qū)域時，發(fā)生輕度喘振，產(chǎn)生Hiss噪聲。

圖12 增壓器特性示意圖Fig.12 Schematic diagram of supercharger characteristics

2.2.4 優(yōu)化驗證

對于異響的控制方法是優(yōu)化標(biāo)定控制策略，使渦輪增壓器實際工作曲線遠(yuǎn)離增壓器輕喘振區(qū)，從而嘶嘶異響聲消失。而實際中，考慮優(yōu)化策略對發(fā)動機(jī)低速扭矩的影響，通過制定不同程度的優(yōu)化策略，通過主觀評價方式評價其對動力性的影響，最終選出合適的優(yōu)化策略，即實現(xiàn)了不過多影響動力性的前提下，使嘶嘶異響聲達(dá)到了主觀可接受的程度。

2.3 案例三 整車換擋抖動

2.3.1 問題介紹

某搭載AT 變速器的自動擋車輛，加速行駛過程中，4 擋升5 擋工況出現(xiàn)整車抖動，主觀感受座椅振動明顯。整車抖動與發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速強(qiáng)相關(guān)，在發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速1600 r/min 出現(xiàn)，持續(xù)到1800 r/min 以上抖動消失。

2.3.2 NVH 測試與分析

針對該抖動問題，進(jìn)行整車加速工況振動測試，分別在發(fā)動機(jī)罩蓋和司機(jī)座椅導(dǎo)軌上布置三向加速度傳感器，如圖13 所示，經(jīng)測試得到發(fā)動機(jī)振動和座椅振動頻譜圖如圖14所示。

圖13 三向加速度傳感器布置Fig.13 Layout of three-way acceleration sensor

圖14 發(fā)動機(jī)、座椅振動頻譜圖Fig.14 Spectrum of engine and seat vibration

針對圖14中發(fā)動機(jī)、座椅振動頻譜分析如下：

(1) 從座椅振動頻頻譜分析可知，振動最明顯的工況為發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速1700～1800 r/min，振動峰值主要集中在0.5階附近；

(2) 從發(fā)動機(jī)振動頻譜分析可知，在發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速1740～1780 r/min范圍內(nèi)，也存在異常的0.5階振動峰值。

2.3.3 整車控制參數(shù)同步測試與分析

為進(jìn)一步分析問題，需要整車控制參數(shù)與振動數(shù)據(jù)(綠色曲線)同步采集，其中包括發(fā)動機(jī)飛輪轉(zhuǎn)速(紅色曲線)、變速器輸入軸轉(zhuǎn)速(藍(lán)色曲線)和鎖止離合器指示位(粉色曲線)，測試數(shù)據(jù)如15 所示，其中鎖止指示位為1 表示鎖止離合器處于滑摩狀態(tài)，鎖止離合器為2表示鎖止離合器處于鎖止?fàn)顟B(tài)。

由圖15 可知，在整車加速行駛過程中，變速器由4 擋提升至5 擋，發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速在1600 r/min 左右，液力變矩器中的鎖止離合器處于滑摩狀態(tài)，并在1700 r/min 左右進(jìn)入完全鎖止?fàn)顟B(tài)，同時整車出現(xiàn)明顯抖動現(xiàn)象。

圖15 振動數(shù)據(jù)與整車控制參數(shù)同步測試(優(yōu)化前)Fig.15 Synchronous test of vibration data and vehicle control parameterss(before optimization)

鎖止離合器是AT 變速器中液力變矩器的重要組成部分，其作用是當(dāng)車輛超過一定速度時，通過自動變速箱控制單元(TCU)發(fā)出信號，控制電磁閥將鎖止離合器鎖止，保證變速器輸入、輸出軸形成剛性連接，提高扭矩傳遞效率。同時，鎖止離合器鎖止后，液力變矩器的減振性能明顯減弱，發(fā)動機(jī)的激勵會直接通過鎖止離合器傳遞至變速器[14]。

綜合測試數(shù)據(jù)分析可知，整車抖動的主要原因為：加速過程中，由4 擋升5 擋后，變速器中的鎖止離合器鎖止，發(fā)動機(jī)激勵直接傳遞至變速器，尤其是發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速在1700～1800 r/min 范圍時，其異常的0.5階激勵經(jīng)由變速器傳遞至車身，導(dǎo)致整車抖動。

2.3.4 優(yōu)化措施及效果驗證

為避開發(fā)動機(jī)存在0.5 階異常振動的轉(zhuǎn)速區(qū)間(1700～1800 r/min)，將鎖止離合器的鎖止點由1600 r/min 提升至2000 r/min，優(yōu)化后的振動與整車控制參數(shù)測試數(shù)據(jù)如圖16 所示，鎖止點提高到2000 r/min 后，在鎖止之前發(fā)動機(jī)傳遞到變速器輸入軸的激勵被大幅衰減，整車無明顯抖動。需指出，提高鎖止轉(zhuǎn)速后，變速器效率及車輛的燃油經(jīng)濟(jì)性理論上會降低，實際項目中采用不同鎖止轉(zhuǎn)速的油耗和NVH 性能綜合平衡的方式，最終選取2000 r/min 作為鎖止轉(zhuǎn)速，犧牲一定的變速器效率的前提下實現(xiàn)了整車抖動的有效控制。

圖16 振動數(shù)據(jù)與整車控制參數(shù)同步測試(優(yōu)化后)Fig.16 Synchronous test of vibration data and vehicle control parameters(after optimization)

3 結(jié)論

(1) 對于某些整車異響問題，由于其頻率不存在階次或者共振帶等頻率特征，使用常規(guī)NVH 手段很難排查，目前多采用經(jīng)驗判斷的方式。使用整車控制參數(shù)與NVH 數(shù)據(jù)同步采集的方法，通過同時域采集與相關(guān)性分析，能夠快速準(zhǔn)確判斷故障原因。

(2) 控制參數(shù)同步采集是將整車的多種協(xié)議的控制參數(shù)(例如CCP、XCP、KWP、J1939 等協(xié)議)，轉(zhuǎn)換為可分析的CAN 協(xié)議數(shù)據(jù)，并與NVH 測試數(shù)據(jù)同步采集分析的方法。

(3) 通過3 個實際工程案例驗證了異響識別的有效性。通過分析發(fā)動機(jī)扭矩突變，確定斷缸策略導(dǎo)致底盤沖擊異響，調(diào)整斷缸策略相應(yīng)時間，異響消失；通過渦輪實際工作壓縮比與喘振線對比，確認(rèn)渦輪Hiss 異響，優(yōu)化控制策略消除異響；通過離合器鎖止點與整車振動的同步分析，提升鎖止轉(zhuǎn)速，消除了換擋抖動，但需要重點指出，控制NVH 性能往往會對燃油經(jīng)濟(jì)性、動力性等產(chǎn)生不利影響，實際項目開發(fā)中需要綜合分析和平衡?？傊刂茀?shù)同步采集方法解決工程實際異響問題，為整車異響問題排查和控制提供了新的方法和思路。