某車型整車怠速振動的分析與優化

姚斌輝 顧彥

（上海汽車集團股份有限公司技術中心）

動力總成懸置系統是動力總成振動噪聲向車內傳遞的重要路徑，可以說動力總成懸置系統的優劣將直接決定整車的NVH 性能。目前，很多學者開展了針對提升NVH 性能的懸置系統優化工作，通常采用基于懸置系統的六自由度模型來調整懸置位置、剛度等參數，從而優化及提升整車NVH 性能。文獻[1]在國內較早地提出了懸置系統六自由度固有頻率的優化計算方法。文獻[2]開展了以能量解耦率為優化目標的懸置系統優化設計。文獻[3]738-742建立了基于懸置系統位移控制的懸置設計計算方法，并提出了懸置非線性剛度設計的理念。在目前的研究中，基于整車實際問題或整車NVH性能的懸置非線性剛度分析優化工作相對較少。文章針對某車型在開發過程中出現的R 擋冷怠速工況下整車抖動問題，利用試驗與仿真分析相結合的方法，對引起怠速抖動的原因進行了分析，并通過對懸置非線性剛度的優化設計，有效地解決了整車怠速抖動問題。

1 怠速抖動問題分析

某轎車在開發過程中出現了R 擋冷怠速抖動的問題，主觀評估表現為：冷車啟動后，掛到R 擋怠速，轉向盤和座椅抖動明顯，但隨著發動機怠速轉速逐漸降低，整車抖動逐漸改善，經一段時間待發動機轉速穩定后，整車振動水平明顯改善。

1.1 怠速抖動問題確認

對問題轎車進行振動噪聲測試，座椅導軌振動測試結果，如圖1所示。

圖1 某車型原座椅導軌振動曲線圖

由圖1可以看出，在R 擋冷怠速的前60 s 內，車內座椅導軌振動很大，座椅導軌Z 向的振動加速度為0.180 m/s2，在 60 s 以后振動加速度逐漸減小，85 s 之后振動趨于穩定，座椅導軌Z 向振動加速度也逐漸減小為0.058 m/s2。振動水平滿足設計目標要求。

從以上分析可知，怠速抖動問題主要出現在R 擋冷怠速的前60 s 范圍內，85 s 后的怠速振動水平可以接受。

1.2 懸置隔振量測試

動力總成懸置系統是動力總成振動噪聲向車內傳遞的重要路徑，因此，對動力總成振動和懸置隔振進行進一步的測試分析。問題車采用鐘擺式的三點懸置系統，通過發動機懸置、變速箱懸置和下拉桿將動力總成固定在車身上。對問題車在R 擋冷怠速工況下進行隔振測試，測試結果表明，在怠速轉速穩定前后，發動機懸置和變速箱懸置的隔振量和車身側振動變化較小，而下拉桿的隔振量和車身側振動在此過程中的變化較大。圖2示出下拉桿的振動測試結果，從圖2中可以看出，在前60 s 的下拉桿車身側的振動較大；而在60 s 后車身側的振動逐漸下降，85 s 之后車身側的振動趨于穩定。初步判斷下拉桿懸置的隔振量變化是導致R 擋冷車怠速前60 s 車內抖動問題的主要原因。

圖2 某車型下拉桿振動測試曲線圖

發動機由于其固有的特性，在冷車狀態下，一般會以較高的發動轉速運轉使潤滑液盡快升溫，以充分潤滑發動機內部的構件。圖3示出發動機轉速與下拉桿隔振量的相關性分析。從圖3中可以看出，R 擋冷怠速過程中，前60 s 內發動機的轉速在1 150 r/min 左右，此時下拉桿的X 向隔振量為14 dB 左右；在60 s 后，發動機的轉速開始下降，而下拉桿X 向的隔振量逐漸提高；85 s 之后，發動機的怠速轉速基本維持在750 r/min，隔振量在30 dB 左右，車內抖動明顯減少。

圖3 某車型發動機轉速與下拉桿隔振量的相關性分析曲線圖

1.3 傳遞路徑分析

通過以上分析可知，在R 擋冷怠速工況下，動力總成本體激勵較大和下拉桿隔振較差是怠速R 擋工況下車內抖動的2 個原因，需要對其進行進一步分析。

從圖2中可以看到，熱車過程中，在發動機轉速為1 150 r/min 時，下拉桿動力總成側的X 向振動加速度為2.544 m/s2，而在轉速為 750 r/min 時為 2.162 m/s2，1 150 r/min 時的振動是750 r/min 時的1.177 倍。而在此過程中，下拉桿車身側振動變化則更為明顯，在發動機轉速為1 150 r/min 時為0.490 m/s2，而在750 r/min時為 0.066 5 m/s2，1 150 r/min 時的振動是 750 r/min 時的7.368 倍。由此可見，在2 種不同轉速下，下拉桿的隔振水平相差很大。從圖3中可以看出，在熱車過程中，下拉桿X 向的隔振量從1 150 r/min 時的14.3 dB 上升到了750 r/min 時的30 dB。

根據NVH 的設計要求，在怠速工況下，一般要求懸置在主方向提供20 dB 以上的隔振量；且熱車前后發動機本體振動變化量相對較小，因此，基本確定冷車R擋工況下，拉桿隔振差是造成車內抖動的主要原因。

2 下拉桿隔振分析與優化

在確定下拉桿隔振差是導致車內R 擋冷怠速抖動的主要因素之后，對該問題進行進一步分析，并尋找提高隔振水平的方法。

影響懸置隔振的因素主要有：懸置剛度、動力總成側安裝點剛度、車身側安裝點剛度。隔振量的計算，如式（1）所示[4]。

式中：β——隔振量，dB；

Kiso——懸置剛度，N/mm；

K1——動力總成側安裝點剛度，N/mm；

K2——車身側安裝點剛度，N/mm。

該車冷車前后的安裝點剛度是不變的，那么影響下拉桿隔振的主要就是下拉桿剛度。

下拉桿剛度主要受到預載、環境溫度的影響[5]。在發動機啟動2 min 的過程中，環境溫度從0 ℃上升到15 ℃，在這2 種環境溫度下懸置的剛度差異較小。而在冷車前后，發動機的轉速有著比較明顯的變化，從1 150 r/min 下降到750 r/min，轉速的高低會直接影響動力總成輸出扭矩的大小，從而影響下拉桿的受力情況發生變化。一般懸置所受力越大，則對應的剛度越大。

2.1 動力總成輸出扭矩計算

該車型采用的是帶液力變矩器的自動變速箱，發動機轉速的不同將直接導致動力總成輸出扭矩的不同。在R 擋怠速工況下，變速箱輸出扭矩的計算，如式（2）所示。

式中：T——變速箱的輸出扭矩，N·m；

C——液力變矩器特性值，由液力變矩器特性決定，為定值，N·m/（r/min）2；

n——發動機轉速，r/min；

ST——液力變矩器的最大值失速扭矩系數，為定值；

ir——倒擋傳動比；

i0——主減速比。

發動機的怠速轉速在冷熱車狀態下一般差異較大，由于發動機在熱車過程中需要提高轉速，以使發動機機油得到充分預熱，以保證發動機內部齒輪得到充分潤滑，所以在冷車狀態下發動機的怠速轉速往往較高。問題車在R 擋冷怠速和熱怠速時，發動機的轉速存在較大差異。在R 擋冷車怠速時，發動機的轉速為1 150 r/min 左右；而R 擋熱車時，發動機的轉速為750 r/min 左右。

通過式（2）可計算出：冷車怠速工況下，變速箱的輸出扭矩為1 150 N·m；而在熱車怠速工況下，變速箱的輸出扭矩為460 N·m，也就是說在熱車工況下，動力總成的輸出扭矩不足冷車工況下的一半。動力總成輸出扭矩的不同將直接導致下拉桿工作狀態的變化。

2.2 下拉桿工作狀態分析

利用ADAMS 軟件，建立多體動力學模型，并施加式（2）計算得到的動力總成扭矩載荷，可分析得到R 擋冷車怠速和熱車怠速工況下下拉桿X 向的受力大小分別為 1 917 N 和 902 N。

在懸置零件的設計中，應該充分設計好懸置在不同載荷工況下的工作點，一般用力-位移的非線性特性曲線進行確定。圖4示出6 種行駛工況下，期望的懸置力- 位移曲線的工作點位置[3]739。

圖4 某車型不同形式工況下懸置力與位移曲線工作點位置示意圖

從圖4中可以看出，在怠速工況下，懸置的剛度處于線性范圍內，僅在急加速或沖擊工況下才處于非線性段。

根據ADAMS 計算得到載荷信息，可在問題車原下拉桿非線性剛度曲線上畫出R 擋冷熱怠速工作點，如圖5所示。

圖5 原下拉桿X 向非線性剛度曲線及R 擋冷熱怠速工作點位置圖

從圖5中可以看出，當下拉桿受力為902 N 時，對應的工作點處于線性剛度區域內，此時下拉桿的剛度為113 N/mm；當下拉桿受力為1 917 N 時，對應的工作點已經處于非線性剛度區域，此時剛度較大，為1 800 N/mm，下拉桿內芯子已經碰上外圈的限位塊，不能提供良好的隔振。

2.3 下拉桿非線性剛度優化

重新優化設計下拉桿剛度，以降低R 擋冷車怠速工況下的懸度，解決R 擋冷車抖動的問題。優化前后的下拉桿X 向非線性剛度曲線，如圖6所示。

圖6 某車型優化前后的下拉桿X 向非線性剛度曲線圖

從圖6中可以看出，R 擋冷怠速時下拉桿的剛度由原來的1 800 N/mm 減小為優化后的455 N/mm。由式（1）可知，優化后的下拉桿將有效改善R 擋冷車怠速時的隔振量。

3 試驗驗證

將優化后的下拉桿樣件裝車，駕駛后主觀感受為，R 擋冷怠速下整車振動明顯改善。實車測試對比結果，如表1所示。從表1可以看出，新樣件裝車后，車內座椅導軌振動加速度明顯減小，滿足設計要求。

表1 某車型座椅導軌振動加速度優化前后對比 m/s2

4 結論

針對某車型R 擋冷怠速抖動問題，文章利用隔振分析和多體動力學仿真，確定在R 擋冷怠速工況下下拉桿受力過大，已處于非線性剛度區域。通過優化下拉桿非線性剛度曲線，使整車怠速抖動問題得到明顯改善。懸置的剛度會隨著工作載荷的變化而變化，不合理的懸置剛度將會引起整車的NVH 問題，應根據載荷合理設計懸置的力-位移曲線，使懸置剛度處于合理的工作點位置。