三缸發動機整車轉向盤振動性能優化

劉鵬 金善玉 趙敬 閆海濤

（中國第一汽車股份有限公司天津技術開發分公司）

由于小排量渦輪增壓三缸發動機在體積、質量，以及動力性、燃油經濟性和排放方面的優勢日益凸顯，其在中、低級別和PHEV 車型上的應用愈加廣泛。近年來，國內外各大主機廠商在市場上不斷推出應用小排量三缸增壓發動機的車型，以應對越來越嚴苛的法規要求。但是，相比傳統的直列四缸發動機，三缸發動機在結構上存在先天的不平衡特性，具有燃燒力矩大以及發動機轉速波動大的特點，特別是在缸內直噴、渦輪增壓等新技術以及低成本壓力的驅動下，動力總成自身的NVH 開發遇到極大的挑戰[1]。這也使得在整車NVH 性能的集成開發中，需要制定更加科學合理的各系統間的NVH 平衡策略，以保證搭載三缸發動機車輛的NVH 表現能夠被用戶接受和認可。文章主要針對某搭載三缸增壓發動機自主乘用車的轉向盤振動問題進行研究，并制定了解決方案。

1 三缸發動機的振動特性

1.1 1階不平衡往復慣性力矩激勵

四缸發動機和三缸發動機的結構對比，如圖1所示。根據直列三缸發動機的結構特性[2]，各曲軸間隔120°，因而沿各氣缸方向運動的往復質量系統慣性力之和達到自平衡；而第1 缸和第3 缸往復慣性力產生的以第2 缸中心為參考點的力矩之和不平衡；相比其他階次，1 階不平衡往復慣性力矩能量占主導，激勵方向為繞整車坐標系X 向。

圖1 四缸發動機與三缸發動機的結構對比

1.2 1.5階燃燒激勵

發動機運行時，各氣缸相繼點火推動曲軸旋轉產生扭矩，各缸扭矩相互疊加并不斷對外輸出恒定扭矩克服各種負載。根據內燃機的燃燒特性，燃燒扭矩波動存在諧頻特性，三缸發動機的主激勵為1.5 階，方向為繞曲軸方向旋轉，即整車坐標系Y 向。

2 三缸發動機的振動控制策略

目前對三缸發動機振動問題的主流控制策略有4 個方面：1）平衡軸、曲軸平衡塊對應策略，平衡1 階不平衡往復慣性力矩激勵[3]；2）懸置對應策略；3）整車結構對應策略；4）發動機電子控制對應策略。

3 某車型轉向盤振動問題介紹

某新開發的搭載三缸發動機的小型家用轎車在主觀評價時，發現加速工況下存在轉向盤振動過大的問題。轉向盤在發動機轉速下的振動曲線，如圖2所示，轉向盤X 向振動較大，在1 460～1 650 r/min 的轉速下，振動響應存在明顯峰值。該車型是基于傳統四缸、橫置前驅架構更換動力總成，傳統四缸車型不存在此問題，常用轉速下振動性能表現良好。

圖2 轉向盤振動曲線對比圖

對上述問題進行進一步排查。圖3 示出轉向盤X向振動瀑布圖。圖4 示出轉向系統模態測試結果。

圖3 轉向盤X 向振動瀑布圖

圖4 轉向系統模態測試結果截圖

從圖3 可以發現，發動機激勵存在明顯的階次特性，1 階和1.5 階激勵非常劇烈，表現為典型的三缸發動機激勵特性。同時在35 Hz 附近，存在明顯共振帶，通過模態測試，轉向系統在33～35 Hz 范圍內有兩階模態，該頻率范圍恰好對應問題轉速的1.5 階激勵。

4 轉向盤振動問題整改思路

通過測試數據可以確定，此車型加速工況下轉向盤振動過大問題是由于特定轉速下，三缸發動機1.5 階激勵與轉向系統模態共振導致。振動激勵大是三缸發動機的共性問題。對發動機本體進行優化整改難度較大、周期較長，由于目前正處于整車開發階段，項目開發進度緊張，所以暫不考慮優化發動機本體，優先從整車角度尋求整改方案。

問題整改先從以下3 個方向著手：1）提高轉向系統的整體剛度，降低轉向盤響應幅值；2）優化動力總成懸置襯套剛度，提高懸置的隔振性能；3）通過安裝質量塊和動力吸振器等對轉向盤的振動表現進行調節。

5 CAE分析優化

5.1 CAE分析模型介紹及分析結果對標

CAE 分析模型是帶動力總成的TB 模型，動力總成用集中質量模擬，并賦予轉動慣量參數，通過RBE2單元與懸置襯套連接；懸置襯套用BUSH 單元模擬，分別連接動力總成和車身側懸置支架。

通過在動力總成質心位置加載單位力激勵，計算動力總成到轉向盤測點的傳遞函數，并與測試結果在趨勢上進行對標。如果能夠重現測試的問題，說明工況定義和模型精度都相對可信，分析結果可作為下一步優化的依據和基礎。

根據三缸發動機的構造原理，Z 向激勵是各種理論激勵的最主要分量，而且車身結構Z 向的振動傳函靈敏度也高于其他方向[1]，所以CAE 分析的激勵采用在發動機質心施加單位Z 向力，分析頻率為1～150 Hz，響應點為轉向盤的12 點位置。分析結果顯示，轉向盤12 點位置在35 Hz 附近存在明顯峰值，與實車問題在頻率和趨勢上基本吻合。CAE 模型及發動機激勵傳函分析工況加載示意，如圖5所示；CAE 分析結果，如圖6所示。

圖5 三缸發動機激勵傳函分析工況加載示意圖

圖6 三缸發動機激勵傳函分析結果

5.2 加強轉向系統結構

該車型的車身、轉向系統均源于傳統自吸式四缸發動機車型，該車型整車狀態下轉向系統模態在33～35 Hz 區間段。對于四缸發動機來說，怠速（含開空調狀態）頻率在25～30 Hz 區間，轉向系統模態頻率滿足避頻要求。同時，此模態頻率對應四缸發動機轉速在1 000 r/min 左右，該轉速在加速工況會瞬間通過，共振現象不易發覺。所以四缸發動機車型在各種工況下，轉向盤振動都表現良好。但在三缸發動機車型上，轉向系統模態頻率對應轉速在1 400 r/min 左右，由于三缸發動機激勵本身就過大，所以轉向盤共振現象很容易被駕駛員感知[4]。

根據振動理論可知，在低頻激勵下，提高結構剛度，可以增加結構阻抗，降低振動幅值[5]，所以可以通過提升轉向系統剛度來降低加速振動問題。同時，結合項目開發的客觀要求，優先考慮制定既不更改原結構，又便于試制驗證的優化方案。參考模態振型，結合工程經驗制定結構優化方案，通過CAE 分析驗證，以下2 種方案效果較好。

1）方案1：在轉向支撐（CCB）與前圍板連接處增加一個加強支架，方案示意及分析結果，如圖7所示。

圖7 加強轉向系統結構方案1 示意圖及分析結果

2）方案2：加強轉向管柱的安裝支架，方案示意及分析結果，如圖8所示。

圖8 加強轉向系統結構方案2 示意圖及分析結果

5.3 優化動力總成懸置襯套剛度

懸置系統是銜接動力總成和車身的重要系統[6]。該系統在支撐動力總成的同時，將發動機傳遞到車身上的振動減小到最低，對整車NVH 性能，特別是啟動、怠速、加速、熄火抖動等起著非常大的作用[7-8]。對于四缸發動機，一般要求懸置隔振性能大于20 dB，即振動衰減10 倍。然而對于三缸發動機的應用，傳統的懸置開發理論無法充分降低發動機傳遞到車身上的振動。為了最大限度地降低發動機傳遞到車身上的振動，三缸發動機懸置系統的設計采用了增大橡膠襯套尺寸、降低橡膠襯套剛度、提高懸置支架模態頻率等技術方案[9]。

針對本車型存在的轉向盤振動問題，優化懸置剛度也作為主要的整改路線。本車為3 點懸置，將每個襯套3 個方向的平動剛度作為設計變量，共計9 個變量。首先利用CAE 模型進行襯套剛度靈敏度的分析，確定靈敏度最高的變量。靈敏度分析結果，如圖9所示。從圖9 可以看出，3 個懸置襯套的Z 向剛度靈敏度非常高。降低這3 個方向的剛度值，更有利于降低轉向盤的振動水平。

圖9 動力總成懸置襯套剛度靈敏度分析結果

在CAE 模型里將3 個懸置襯套的Z 向剛度均降低30%，驗證降低襯套剛度后，轉向盤X 向振動的改善情況。分析結果，如圖10所示。從圖10 可以看出，降低襯套剛度后轉向盤X 向振動響應幅值下降明顯，方案有效。

圖10 優化襯套剛度后轉向盤振動的分析結果對比

5.4 質量塊和動力吸振器控制策略

5.4.1 加裝質量塊

質量控制原理和剛度控制原理類似，通過分析響應與輸入之間的傳遞函數，得到質量變化對傳遞函數的影響。工程上人們習慣把增加的質量稱為“質量阻尼器”。車輛NVH 性能開發中，在結構不能改動的情況下，“質量阻尼器”被廣泛應用[10]。針對本車型存在的問題，考慮在轉向盤上增加一定的質量，考察轉向盤振動問題的改善情況。

在CAE 模型里，將2 個0.5 kg 的質量塊分別加到轉向盤的3 點和9 點位置，“質量阻尼器”的安裝位置，如圖11所示。

圖11 質量阻尼器的安裝位置

加裝質量阻尼器后的分析結果，如圖12所示。增加質量后，轉向盤的振動幅值出現了大幅的升高，方案無效，說明質量阻尼器不適合此類問題。

圖12 加裝質量阻尼器后轉向盤振動的分析結果

5.4.2 加裝動力吸振器

動力吸振器是通過在主系統上附加一個彈簧質量系統，利用反共振原理將主系統的振動能量全部或者部分轉移到附加彈簧質量系統上，從而達到對主系統減振的效果。動力吸振器的理論結構模型，如圖13所示。

圖13 動力吸振器理論模型

由于轉向盤結構的特殊性，動力吸振器通常只能安裝在安全氣囊背部的空隙里。工程上，動力吸振器的結構通常采用“基座-橡膠-質量塊”的形式，如圖14所示。

圖14 轉向盤動力吸振器結構及安裝位置示意圖

其中基座為動力吸振器與轉向盤的間接件，主要用于安裝固定，對動力吸振器的共振特性影響可以忽略不計。橡膠為彈性阻尼元件，其彈性的大小影響動力吸振器的共振頻率，阻尼則影響動力吸振器共振時的峰值大小。質量塊是質量元件，它不但影響共振頻率，也決定了吸振器吸振的能力。由于氣囊背部的布置空間非常緊湊，對質量塊的大小限制很嚴苛，通常在進行吸振器參數調整時更多的是對橡膠特性進行調整[11]。吸振器設計時，對其工作頻率、質量、橡膠剛度、阻尼都要進行系統的分析計算，才能使效果達到最佳。經過CAE分析對比，如圖15所示，在轉向盤內增加一個1.5 kg的吸振器后，轉向盤振動響應下降明顯，效果較好。

圖15 加裝動力吸振器后轉向盤振動的分析結果

6 實車驗證

6.1 方案篩選

通過CAE 分析結果可以明確，優化轉向系統結構、優化動力總成懸置襯套剛度、轉向盤上加裝動力吸振器都可以降低轉向盤的振動水平。由于車身結構整體借用，結構件設變成本高、周期長，而且影響儀表板內部各部件、線束的布置；吸振器質量過大，原轉向盤內部沒有安裝空間，重新開發不但成本高，而且安全性能還要重新匹配，實施難度更大。結合以上實際問題，優先考慮優化懸置襯套剛度，并進行實車驗證。

6.2 方案驗證

懸置供應商根據要求提供了若干套低剛度襯套的懸置，裝車前，需先測試襯套剛度，以保證試驗的有效性。新舊襯套Z 向動剛度實測值，如表1所示。從表1 可以看出，新襯套動剛度下降幅度較大，具備測試驗證條件。

表1 動力總成懸置襯套動剛度測試結果 N/mm

換裝新的低剛度襯套后的振動測試結果，如圖16所示，加速工況下，轉向盤X 向振動大幅下降，主觀評價振動表現改善明顯，可以接受。

圖16 換裝新襯套后的轉向盤振動測試結果

7 結論

綜上，在三缸發動機車型整車NVH 性能集成匹配時需要重點關注以下3 個問題：1）保證車身整體及關鍵部件有足夠高的剛度；2）合理設計動力總成懸置系統的剛度、阻尼等性能參數，使其能夠最大限度地平衡和隔離振動；3）靈活利用動力吸振器、質量塊等對整車NVH 性能表現進行調節，關鍵部位提前預留安裝空間。