整車怠速不規(guī)則抖動(dòng)控制方法及試驗(yàn)研究

王健 楊思 史曉寧 徐仰匯 田子龍

（廣州汽車集團(tuán)股份有限公司汽車工程研究院，廣州 510640）

1 前言

噪聲、振動(dòng)與聲振粗糙度（Noise、Vibration、Harshness，NVH）是整車舒適性和品質(zhì)性的重要體現(xiàn)，怠速工況是最常用的汽車行駛工況，整車怠速抖動(dòng)容易被乘員感知，尤其是不規(guī)則抖動(dòng)或間歇性抖動(dòng)。因此研究整車怠速不規(guī)則抖動(dòng)機(jī)理，建立不規(guī)則抖動(dòng)的控制方法，對(duì)改善整車怠速舒適性和提升車輛品質(zhì)具有重要意義。

近年來(lái)，國(guó)內(nèi)外學(xué)者在改善怠速舒適性方面進(jìn)行了較多研究。Sendur P等人[1]基于仿真和模態(tài)測(cè)試方法對(duì)整車動(dòng)力總成怠速振動(dòng)進(jìn)行了改善；Ge X F[2]、譙萬(wàn)成[3]和夏洪兵[4]等對(duì)轉(zhuǎn)向盤振動(dòng)的控制和優(yōu)化進(jìn)行了研究，通過(guò)提高轉(zhuǎn)向系統(tǒng)固有頻率和優(yōu)化懸置等方法降低轉(zhuǎn)向盤怠速抖動(dòng)水平；韓天等[5]通過(guò)改進(jìn)底盤車架結(jié)構(gòu)，使所有階固有頻率避開(kāi)怠速時(shí)相應(yīng)的振動(dòng)頻率25～27 Hz，從而改善客車怠速振動(dòng)問(wèn)題；王偉東等[6]通過(guò)分析傳遞路徑對(duì)座椅怠速振動(dòng)加速度的貢獻(xiàn)量，提出改進(jìn)方案，降低座椅怠速振動(dòng)；Phu D X[7]和陳達(dá)亮[8]等人對(duì)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化，提出怠速隔振優(yōu)化策略，降低怠速工況低頻振動(dòng)。上述整車怠速振動(dòng)控制研究大多為解決怠速發(fā)動(dòng)機(jī)二階振動(dòng)導(dǎo)致的問(wèn)題，而對(duì)于一階振動(dòng)導(dǎo)致的整車不規(guī)則抖動(dòng)尚未進(jìn)行研究。

本文從整車怠速不規(guī)則抖動(dòng)特征和幅值兩方面入手，對(duì)其產(chǎn)生機(jī)理進(jìn)行分析，結(jié)合主觀評(píng)價(jià)和客觀指標(biāo)測(cè)試對(duì)整車怠速不規(guī)則抖動(dòng)水平進(jìn)行評(píng)價(jià)，從激勵(lì)源控制和傳遞路徑優(yōu)化兩方面提出了整車怠速不規(guī)則抖動(dòng)控制方法和標(biāo)準(zhǔn)，通過(guò)動(dòng)力總成和懸置優(yōu)化設(shè)計(jì)提升整車怠速舒適性，并通過(guò)主、客觀評(píng)價(jià)進(jìn)行驗(yàn)證。

2 試驗(yàn)設(shè)備及方法

振動(dòng)總值（Root of Squares Sum，RSS）的物理意義為某一測(cè)點(diǎn)3個(gè)方向振動(dòng)能量的總和，其計(jì)算公式為：

式中，R為振動(dòng)總值；SX、SY、SZ分別為X、Y、Z向振動(dòng)有效值。

經(jīng)文獻(xiàn)[9]的實(shí)際應(yīng)用，確認(rèn)了這種計(jì)算方法與人對(duì)轉(zhuǎn)向盤及座椅振動(dòng)的主觀感受一致。由于不規(guī)則抖動(dòng)頻率為怠速一階振動(dòng)頻率，而且怠速熱機(jī)后，座椅導(dǎo)軌X和Y向一階振動(dòng)遠(yuǎn)小于Z向振動(dòng)，因此本文選取座椅導(dǎo)軌Z向一階振動(dòng)峰值表征不規(guī)則抖動(dòng)程度并作為最終評(píng)價(jià)指標(biāo)，且通過(guò)試驗(yàn)驗(yàn)證了該指標(biāo)與主觀評(píng)價(jià)的一致性。

整車怠速不規(guī)則抖動(dòng)測(cè)試所需儀器包括LMS SCM205 型數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)前端、B&K 4524B 型三向加速度計(jì)、便攜式計(jì)算機(jī)等。振動(dòng)傳感器布置在駕駛員座椅的左前導(dǎo)軌位置及發(fā)動(dòng)機(jī)主動(dòng)側(cè)、被動(dòng)側(cè)位置，座椅導(dǎo)軌測(cè)點(diǎn)如圖1 所示。同時(shí)通過(guò)CAN 總線采集和監(jiān)測(cè)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速、發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩、水溫、機(jī)油溫度，作為參考數(shù)據(jù)。

圖1 座椅導(dǎo)軌測(cè)點(diǎn)示意

3 怠速抖動(dòng)機(jī)理分析

為分析整車怠速不規(guī)則抖動(dòng)產(chǎn)生機(jī)理，對(duì)整車從冷機(jī)起動(dòng)到熱機(jī)完成整個(gè)過(guò)程進(jìn)行試驗(yàn)測(cè)試，主要關(guān)注點(diǎn)為座椅導(dǎo)軌一階Z向振動(dòng)，振動(dòng)信號(hào)通過(guò)時(shí)頻變換[10-11]處理成時(shí)頻圖，座椅導(dǎo)軌間歇性抖動(dòng)規(guī)律如圖2 所示，從圖2可以看出，伴隨車輛熱機(jī)，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速不斷降低，一階頻率不斷降低，最終穩(wěn)定在11.7 Hz（700 r/min），整車不規(guī)則抖動(dòng)時(shí)間間隔越來(lái)越長(zhǎng)，最終穩(wěn)定在30 s內(nèi)7次波動(dòng)，抖動(dòng)幅值越來(lái)越大，最終穩(wěn)定在0.05 m/s2左右。

圖2 冷起動(dòng)熱機(jī)過(guò)程座椅導(dǎo)軌間歇性抖動(dòng)規(guī)律

與此同時(shí)，冷起動(dòng)熱機(jī)過(guò)程扭矩波動(dòng)規(guī)律如圖3所示，可以發(fā)現(xiàn)扭矩波動(dòng)時(shí)間間隔同樣越來(lái)越大，最終穩(wěn)定在30 s 內(nèi)7 次波動(dòng)，波動(dòng)幅值越來(lái)越大，發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩百分比波動(dòng)量由0.6%提高到1.7%。由此可見(jiàn)，不規(guī)則抖動(dòng)的幅值和時(shí)間間隔與發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩波動(dòng)的幅值和時(shí)間間隔一致，因此，有效控制發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩波動(dòng)可有效控制怠速不規(guī)則抖動(dòng)水平。

圖3 冷起動(dòng)熱機(jī)過(guò)程扭矩波動(dòng)規(guī)律

為了研究動(dòng)力總成剛體模態(tài)對(duì)怠速不規(guī)則抖動(dòng)水平的影響，通過(guò)調(diào)整怠速轉(zhuǎn)速，對(duì)不同怠速轉(zhuǎn)速下的車輛進(jìn)行測(cè)試，可以發(fā)現(xiàn)標(biāo)定怠速轉(zhuǎn)速在700～850 r/min范圍內(nèi)座椅導(dǎo)軌一階振動(dòng)呈現(xiàn)先增大后減小的趨勢(shì)，測(cè)試結(jié)果如圖4所示，可見(jiàn)隨著發(fā)動(dòng)機(jī)怠速一階激勵(lì)頻率不斷提高，中間頻率與動(dòng)力總成剛體模態(tài)頻率耦合，共振比較明顯。

圖4 不同轉(zhuǎn)速下座椅導(dǎo)軌一階振動(dòng)

通過(guò)模態(tài)試驗(yàn)測(cè)試獲取了動(dòng)力總成剛體模態(tài)頻率及振型，剛體模態(tài)振動(dòng)測(cè)點(diǎn)如圖5 所示，為提高低頻振動(dòng)測(cè)試精度，采用B&K 8206-002型力錘（橡膠頭）。

通過(guò)動(dòng)力總成剛體模態(tài)試驗(yàn)測(cè)試發(fā)現(xiàn)，在發(fā)動(dòng)機(jī)怠速（700 r/min）一階激勵(lì)頻率（11.67 Hz）附近存在3個(gè)剛體模態(tài)頻率：11.05 Hz（側(cè)傾）、11.52 Hz（側(cè)傾+俯仰）和12.21 Hz（俯仰）。動(dòng)力總成剛體模態(tài)振型如圖6 所示，動(dòng)力總成側(cè)傾模態(tài)頻率和俯仰模態(tài)頻率過(guò)于接近，導(dǎo)致產(chǎn)生耦合模態(tài)（側(cè)傾+俯仰），耦合模態(tài)頻率與發(fā)動(dòng)機(jī)一階激勵(lì)頻率接近，易引起共振。

圖5 動(dòng)力總成剛體模態(tài)測(cè)點(diǎn)示意

圖6 動(dòng)力總成剛體模態(tài)振型

整車怠速不規(guī)則抖動(dòng)現(xiàn)象形成機(jī)理如圖7所示，主要包括激勵(lì)源和傳遞路徑，前者需要控制發(fā)動(dòng)機(jī)一階激勵(lì)，后者主要通過(guò)控制懸置剛度來(lái)控制動(dòng)力總成剛體模態(tài)頻率，避免與發(fā)動(dòng)機(jī)一階激勵(lì)共振。

4 優(yōu)化設(shè)計(jì)

4.1 整體思路

整車怠速不規(guī)則抖動(dòng)控制流程主要包括發(fā)動(dòng)機(jī)一階激勵(lì)控制和懸置剛度設(shè)計(jì)，整體思路如圖8所示。性能指標(biāo)主要包括座椅導(dǎo)軌一階振動(dòng)和子性能指標(biāo)，子性能指標(biāo)包括發(fā)動(dòng)機(jī)怠速扭矩波動(dòng)指標(biāo)、發(fā)動(dòng)機(jī)怠速轉(zhuǎn)速波動(dòng)指標(biāo)和動(dòng)力總成剛體模態(tài)頻率指標(biāo)。

圖7 機(jī)理分析

圖8 整車怠速不規(guī)則抖動(dòng)控制開(kāi)發(fā)流程

座椅導(dǎo)軌一階振動(dòng)總值是直觀反映整車怠速不規(guī)則抖動(dòng)水平的指標(biāo)，也是整車怠速不規(guī)則抖動(dòng)需要控制的最終指標(biāo)。發(fā)動(dòng)機(jī)怠速扭矩波動(dòng)和轉(zhuǎn)速波動(dòng)是決定發(fā)動(dòng)機(jī)一階激勵(lì)大小的主要因素，是怠速不規(guī)則抖動(dòng)激勵(lì)源控制的主要目標(biāo)；動(dòng)力總成剛體模態(tài)頻率分布影響發(fā)動(dòng)機(jī)一階頻率處的共振程度，決定了傳遞路徑是否將激勵(lì)源進(jìn)行放大。因此，動(dòng)力總成剛體模態(tài)頻率是怠速不規(guī)則抖動(dòng)傳遞路徑控制的主要目標(biāo)。

4.2 激勵(lì)源控制

對(duì)3 輛同型號(hào)車輛熱機(jī)狀態(tài)燃燒扭矩波動(dòng)值和座椅一階振動(dòng)幅值進(jìn)行測(cè)試，結(jié)果如表1 所示，可見(jiàn)整車不規(guī)則抖動(dòng)激勵(lì)大小與燃燒扭矩波動(dòng)大小成正相關(guān)。因此，結(jié)合冷起動(dòng)熱機(jī)過(guò)程燃燒扭矩波動(dòng)規(guī)律和不同車輛扭矩波動(dòng)水平，在發(fā)動(dòng)機(jī)標(biāo)定過(guò)程中通過(guò)PID控制將發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩百分比波動(dòng)量控制在0.6%以內(nèi)，可有效改善整車怠速不規(guī)則抖動(dòng)。

表1 不同車輛發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩波動(dòng)和座椅導(dǎo)軌振動(dòng)

4.3 懸置優(yōu)化設(shè)計(jì)

從動(dòng)力總成剛體模態(tài)測(cè)試結(jié)果中可以看出，如何使動(dòng)力總成剛體模態(tài)頻率有效避開(kāi)發(fā)動(dòng)機(jī)怠速一階頻率是整車不規(guī)則抖動(dòng)控制中懸置優(yōu)化設(shè)計(jì)的重點(diǎn)。本文以上述車輛為例，提出懸置優(yōu)化設(shè)計(jì)方案：左、右懸剛度值由200 N/mm減小為170 N/mm，降低側(cè)傾模態(tài)頻率，后拉桿剛度由200 N/mm 提高至230 N/mm，提高俯仰模態(tài)頻率，通過(guò)降低模態(tài)密度消除中間耦合模態(tài)，使動(dòng)力總成剛體模態(tài)頻率避開(kāi)發(fā)動(dòng)機(jī)一階激勵(lì)頻率1 Hz以上。

優(yōu)化后剛體模態(tài)頻率測(cè)試結(jié)果為：側(cè)傾模態(tài)頻率從11.05 Hz 降低為10.74 Hz，俯仰模態(tài)頻率由12.21 Hz 提高到13.47 Hz，耦合模態(tài)消失。發(fā)動(dòng)機(jī)怠速轉(zhuǎn)速波動(dòng)過(guò)大會(huì)導(dǎo)致怠速一階激勵(lì)頻率波動(dòng)較大，容易與動(dòng)力總成剛體模態(tài)耦合產(chǎn)生共振，因此，在整車標(biāo)定工作中，發(fā)動(dòng)機(jī)怠速轉(zhuǎn)速波動(dòng)應(yīng)控制在20 r/min以內(nèi)。

5 方案驗(yàn)證

5.1 客觀測(cè)試

為驗(yàn)證上述優(yōu)化方案的有效性，對(duì)原狀態(tài)和優(yōu)化設(shè)計(jì)后車輛的發(fā)動(dòng)機(jī)側(cè)懸置被動(dòng)端和座椅導(dǎo)軌振動(dòng)進(jìn)行測(cè)試，優(yōu)化前、后怠速一階振動(dòng)結(jié)果分別如圖9、圖10所示，優(yōu)化后車輛的發(fā)動(dòng)機(jī)側(cè)懸置被動(dòng)端怠速一階振動(dòng)幅值從0.06 m/s2降低為0.02 m/s2，座椅導(dǎo)軌一階振動(dòng)從0.03 m/s2降低為0.008 m/s2，整車不規(guī)則抖動(dòng)水平降低了70%，優(yōu)化方案效果顯著。

圖9 發(fā)動(dòng)機(jī)測(cè)懸置被動(dòng)端振動(dòng)對(duì)比

圖10 座椅導(dǎo)軌振動(dòng)對(duì)比

5.2 主觀評(píng)價(jià)

為了驗(yàn)證主觀感受的提升效果，組織主觀評(píng)價(jià)工作，主觀評(píng)價(jià)小組人員由行業(yè)內(nèi)技術(shù)專家和NVH 專業(yè)工程師構(gòu)成，共計(jì)7人，去除最低分和最高分后，對(duì)中間5 組評(píng)分進(jìn)行統(tǒng)計(jì)，優(yōu)化前、后車輛主觀評(píng)價(jià)得分結(jié)果如表2所示，優(yōu)化后主觀評(píng)價(jià)得分提升2分。

表2 改善效果主觀評(píng)價(jià)結(jié)果

6 結(jié)束語(yǔ)

本文通過(guò)整車怠速振動(dòng)測(cè)試，明確了整車怠速不規(guī)則抖動(dòng)機(jī)理，從激勵(lì)源控制和傳遞路徑控制兩方面提出了整車不規(guī)則抖動(dòng)控制流程，通過(guò)優(yōu)化設(shè)計(jì)，座椅導(dǎo)軌一階振動(dòng)幅值降低了70%，主觀評(píng)價(jià)得分提升2 分，整車怠速不規(guī)則抖動(dòng)水平得到顯著改善，驗(yàn)證了優(yōu)化方案的有效性。