動力總成剛體模態(tài)引起車內(nèi)抖動的分析與控制

趙春 鄭軍 王弘巖 張志銘 李虎 金磊

（眾泰汽車工程研究院）

汽車的NVH性能直接影響乘客的舒適度[1-2]。汽車抖動一般來源于發(fā)動機和路面激勵，車身結(jié)構(gòu)模態(tài)和傳動系統(tǒng)也會影響激勵力的大小，例如驅(qū)動橋內(nèi)齒輪嚙合產(chǎn)生抖動以及路面激勵車身抖動等。按照激勵方式的不同，可分為發(fā)動機怠速抖動、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)抖動、傳動系統(tǒng)抖動、車身左右抖動、車身不平順性抖動及車輪抖動等。文章重點講述某車型在怠速工況下，由于動力總成剛體模態(tài)共振引起座椅抖動問題的試驗診斷過程，并通過重新匹配懸置系統(tǒng)使問題得以解決。診斷過程中，采用的頂變速箱、發(fā)動機施加附重等措施，能快速有效地判斷懸置系統(tǒng)與車內(nèi)噪聲振動的關(guān)聯(lián)性。

1 問題描述

某車型在怠速不帶載（發(fā)動機在750 r/min轉(zhuǎn)速下運轉(zhuǎn)，無其他附件和電器工作）工況，座椅存在抖動問題，嚴(yán)重影響駕駛員的舒適性。當(dāng)空調(diào)開啟，即怠速帶載（發(fā)動機在850 r/min轉(zhuǎn)速下運轉(zhuǎn)，鼓風(fēng)機在1擋，壓縮機啟動，迎面風(fēng)，內(nèi)循環(huán)）工況，座椅振動較好，幾乎不存在抖動現(xiàn)象。

在座椅導(dǎo)軌上布置加速度傳感器，分別采集怠速不帶載和怠速帶載工況的振動信號，數(shù)據(jù)顯示，怠速不帶載相較怠速帶載工況，座椅存在19.1 Hz左右的振動峰值，如圖1所示。結(jié)合主觀評價，綜合分析，怠速不帶載工況的座椅抖動對應(yīng)頻率即為19.1 Hz。

圖1 某車型怠速工況下的座椅振動譜圖

2 原因診斷分析

19.1 Hz非發(fā)動機點火頻率，且3個懸置主、被動端的振動均存在該振動峰值，懸置隔振性能較好。根據(jù)上述客觀數(shù)據(jù)和主觀評價，初步判斷，該抖動問題由動力總成剛體模態(tài)共振引起。

該車型動力總成橫置，質(zhì)量為142 kg左右，通過3個懸置支撐在車身和副車架上。其中變速箱懸置和后懸置為橡膠懸置，發(fā)動機懸置為液壓懸置。動力總成剛體模態(tài)的影響因素有很多，動力總成質(zhì)量、質(zhì)心位置、懸置布置位置及懸置剛度等都會對動力總成剛體模態(tài)帶來較大影響。故排查問題和優(yōu)化問題主要從以上影響因素著手。

2.1 改變懸置振動傳遞特性

使用千斤頂將變速箱略微上抬（以下簡稱措施1），用以改變變速箱懸置的力的傳遞特性，同時對動力總成的姿態(tài)也會有一定影響。此時，在怠速不帶載工況，主觀評價座椅振動較好，抖動現(xiàn)象消失。客觀數(shù)據(jù)表現(xiàn)同樣特性，如圖2所示，當(dāng)采用措施1后，座椅X向的19.1 Hz振動峰值基本消除。撤去變速箱下的千斤頂后，座椅抖動又重新出現(xiàn)。

圖2 采用千斤頂方式前后的汽車座椅振動譜圖

2.2 改變動力總成振動特性

由于動力總成剛體模態(tài)與其質(zhì)量有很大關(guān)聯(lián)，故在動力總成上方施加12 kg的沙袋附重（以下簡稱措施2）用以確認(rèn)問題。試驗同樣采用A—B—A的方式反復(fù)驗證，當(dāng)動力總成施加附加質(zhì)量后，主觀評價抖動現(xiàn)象消失，對應(yīng)的19.1 Hz振動峰值也基本消除，如圖3所示。

圖3 動力總成施加附加質(zhì)量前后的座椅振動譜圖

2.3 動力總成剛體模態(tài)試驗

以上2種診斷措施都說明座椅抖動問題與動力總成相關(guān)。為了驗證上述診斷結(jié)果的準(zhǔn)確性，必須進行整車狀態(tài)下動力總成的剛體振動模態(tài)試驗。本次剛體模態(tài)試驗在發(fā)動機和變速箱上布置16個測點，為了完全得到動力總成的6個剛體模態(tài)，在動力總成上選取2個傾角激勵，即傳動半軸與變速箱連接處斜向和發(fā)動機缸蓋右前上角斜向2點激勵。采用互功率譜和自功率譜計算頻響函數(shù)，50次平均，然后使用MIMO下特征系統(tǒng)實現(xiàn)算法進行模態(tài)分析[3-6]，通過振型分辨及模態(tài)驗證后，得到整車狀態(tài)下動力總成剛體模態(tài)參數(shù)，如表1所示。

表1 動力總成剛體模態(tài)參數(shù)

從表1得知，動力總成存在19.8 Hz的繞Z向轉(zhuǎn)動的剛體模態(tài)頻率，與車內(nèi)的抖動頻率基本對應(yīng)。從而也驗證了上述2種措施用于排查問題的有效可行性。綜上所述，怠速不帶載工況，引起座椅抖動問題的根本原因為發(fā)動機激勵動力總成剛體模態(tài)共振產(chǎn)生抖動，并通過懸置傳遞至車身。

3 優(yōu)化改善

由于該車型已處于設(shè)計驗證階段，發(fā)動機參數(shù)基本定型。受發(fā)動機艙內(nèi)空間限制，結(jié)合動力總成轉(zhuǎn)動慣量的測試結(jié)果，通過改變懸置結(jié)構(gòu)設(shè)計、調(diào)整懸置位置和安裝角度等措施來改善動力總成剛體模態(tài)共振問題的可行性不大[7-9]，且改善效果不一定有效。綜合上述的客觀因素，考慮可通過調(diào)整各懸置主方向的剛度參數(shù)來優(yōu)化匹配動力總成剛體模態(tài)。懸置參數(shù)優(yōu)化，如表2所示。

表2 優(yōu)化前后的懸置剛度值N/mm

從表2可以看出，優(yōu)化后，各個懸置動剛度有所降低。然后在怠速不帶載工況下對該車型進行振動測試和主觀評價，用以驗證和評估調(diào)整懸置剛度后的座椅抖動問題的改善效果。測試結(jié)果，如圖4所示。

圖4 懸置優(yōu)化前后的座椅振動譜圖

從圖4可以看出，裝載懸置優(yōu)化方案后，座椅的19.1 Hz振動峰值基本消除，且3個方向的25 Hz振動峰值也有較大的改善，主觀評價座椅振動良好，不存在任何抖動現(xiàn)象。后期又經(jīng)過3萬km強化耐久試驗，沒有出現(xiàn)任何異常，最終將該懸置優(yōu)化方案作為懸置定型方案。

4 結(jié)論

文章主要針對動力總成剛體模態(tài)引起的座椅抖動問題，采用頂變速箱、發(fā)動機加附重等措施來判斷問題根源，并通過動力總成剛體模態(tài)試驗加以驗證，最終通過重新匹配懸置系統(tǒng)，從而解決了怠速不帶載工況下的座椅抖動問題。其中，頂變速箱法和發(fā)動機加附重法屬于試錯法的工程應(yīng)用，可廣泛應(yīng)用于排查和確認(rèn)懸置系統(tǒng)的振動特性與車內(nèi)噪聲振動的關(guān)聯(lián)性，尤其是靜態(tài)試驗，包括怠速工況的階次振動。同樣，頂變速箱法可衍伸至頂發(fā)動機，用以改變發(fā)動機懸置振動的傳遞特性。

該研究成功排查確認(rèn)了抖動問題的根本原因并加以解決，但仍然存在不足之處。優(yōu)化懸置剛度后，并未對動力總成剛體模態(tài)重新進行試驗，確認(rèn)其模態(tài)頻率及振型的變化情況，故仍然沒有明確重新匹配懸置剛度解決抖動問題究竟是由于動力總成剛體模態(tài)發(fā)生變化還是由于懸置系統(tǒng)隔振性能增加的結(jié)果，后期有待試驗確認(rèn)。文章希望通過該診斷經(jīng)驗，在排查懸置系統(tǒng)與車內(nèi)噪聲振動的關(guān)聯(lián)性方面提供一定的參考。