冷啟動怠速R擋座椅振動優化

史曉寧，潘威，田子龍，黃穎，任超

（廣州汽車集團股份有限公司汽車工程研究院，廣東 廣州 511434）

前言

隨著汽車的逐步普及，車輛NVH（Noise Vibration and Harshness）性能已成為用戶選擇汽車的重要因素之一。座椅作為駕駛員直接接觸的零部件，振動大時極易引起用戶抱怨，降低駕乘感受，影響品牌口碑及形象，因此優化座椅振動對提升汽車品質具有重要意義[2]。

隨著國六排放法規在全國各地的強制實施，各主機廠不得不應對這一嚴苛的排放標準。其中常采用的一個策略就是提高冷車狀態下發動機怠速轉速，此時給車內振動（尤其是座椅振動）帶來了更大的挑戰。

本文針對冷啟動怠速R擋座椅振動不達標問題，分別對激勵源、傳遞路徑及響應點進行了分析，判定發動機激勵大和抗扭拉桿隔振不足是產生該問題的重要原因。通過優化發動機轉速策略和抗扭拉桿結構，使發動機激勵力明顯降低，抗扭拉桿隔振性能顯著提高，最終座椅振動明顯降低，達到前期設定的目標值。

1 問題描述

某搭載手自一體變速器（AT）的試驗車在開發調校過程中，當車輛在18℃～30℃環境溫度下靜置8小時后，啟動發動機并立即掛R擋，座椅振動明顯，約40秒后，隨著發動機轉速降低，座椅振動也明顯降低，隨后問題逐漸消失。

1.1 座椅振動測點布置及數據采集系統

本文在駕駛員座椅導軌布置一個B&K 4524B三向加速度計用以監測座椅振動，同時采用LMS SCADS數據采集系統進行振動數據采集，如圖1所示。

圖1 測點布置及數據采集系統

1.2 座椅振動數據采集及分析

該試驗在廣汽研究院整車轉轂半消聲室進行。環境溫度25℃，試驗前車輛靜置8小時以上。啟動發動機后，立即掛入R擋，待車輛穩定后開始測試，10s后結束試驗，結果如圖2所示。將座椅三個方向（X向、Y向和Z向）的振動RMS值計算可得出振動總值[3]為 0.50 m/s2，遠超小于或等于0.13m/s2的目標要求。

通過對穩態振動時域數據進行快速傅里葉變換得到其頻譜分析結果，可快速識別出振動的主要頻率，如圖2所示。從頻域圖中可以看出，座椅振動的主要峰值頻率為38.3Hz。根據發動機點火二階頻率計算公式f=2*n/60，式中n為轉速（1150r/min），圖中峰值頻率正好對應發動機的點火激勵頻率，且振動最大方向為X向。

圖2 座椅振動圖

2 機理分析

怠速座椅振動是由激勵源、傳遞路徑和響應綜合作用的結果，傳遞路徑可能存在一條或者多條。為此，建立冷啟動怠速工況下座椅振動的激勵源—傳遞路徑—響應分析模型，如圖3所示。

圖3 座椅振動分析模型

2.1 激勵源及關鍵路徑振動數據采集

為進一步調查問題原因，采用多個振動加速度計對激勵源及關鍵路徑測點進行振動數據采集。

激勵源測點主要包括左懸置、右懸置、后懸置這三個懸置的主動側，用以監測動力總成本體振動；關鍵傳遞路徑測點主要包括三個懸置被動側，散熱器四個隔振墊主、被動側，轉向節，前減振器塔座以及排氣吊耳主、被動側等。其中，懸置被動側傳感器主要監測懸置的隔振性能，散熱器主、被動側主要監測散熱器隔振墊的隔振性能；轉向節處和塔座處振動主要監測減振器topmount的隔振性能，排氣吊耳主、被動側振動主要監測排氣吊耳的隔振性能。部分測點如圖4所示。

圖4 部分振動測點位置

2.2 數據分析

通過對散熱器、轉向節、塔座、排氣吊耳振動數據進行分析，均未發現明顯異常。隨后對動力總成三個懸置的主、被動側測點的振動數據進行分析，發現抗扭拉桿主動側和被動側振動均異常大，主動側X向二階和被動側二階振動分別達到了4.43 m/s2和0.25m/s2，與車內座椅導軌X向振動異常相吻合，振動頻譜如圖5所示。

圖5 抗扭拉桿振動頻域圖

懸置的隔振效果通常用隔振量TdB表示，可用公式表示為：

式中aa為拉桿主動側振動加速度，ap為拉桿被動側振動加速度。

根據實測數據計算得出抗扭拉桿X向隔振量為25dB，低于冷態下大于或等于30 dB的隔振要求。因此，初步判斷該問題主要是由于發動機激勵大和抗扭拉桿X向隔振不足引起，傳遞路徑基本確定為：發動機→抗扭拉桿→前副車架→車身→座椅。

2.3 抗扭拉桿剛度識別

影響抗扭拉桿隔振性能的最重要指標是剛度。而對于某一特定工況下的剛度，主要是由載荷和抗扭拉桿結構所決定。

使用eDAQ數據采集器對抗扭拉桿X向載荷進行測試，測試結果顯示，抗扭拉桿X向的載荷為2250N。使用MTS 831單軸測試臺對抗扭拉桿進行剛度測試，結果如圖6所示。結合抗扭拉桿X向的載荷和剛度曲線，可以得出冷啟動怠速R擋工況下，抗扭拉桿處于進入非線性段，剛度為3100N/mm。

圖6 抗扭拉桿剛度測試

3 改進方案及驗證

3.1 改進方案

從優化激勵源和傳遞路徑出發，提出以下兩個改進方向：（1）降低發動機激勵力；（2）提高抗扭拉桿隔振量。

圖7 發動機轉速改進后抗扭拉桿主動側振動頻域圖

降低發動機激勵力（即降低該工況下抗扭拉桿的載荷），原則上可以通過以下三個方案來實現。方案一，增大抗扭拉桿與左右懸置連線的跨距。同樣扭矩下，力臂增大，可降低抗扭拉桿的載荷。方案二，降低怠速R擋的變速器速比。在保證發動機輸出扭矩不變的情況下，降低變速器的輸出扭矩，從而可達到降低抗扭拉桿載荷的目的。方案三，降低該工況下發動機的轉速達到降低發動機的輸出扭矩的目的。由于該車已處于研發中后期，沒有足夠的周期來做大的結構改動，故方案一和方案二不可行。因此，只能采取第三種優化方案，將發動機轉速由1150rpm降低至1000rpm。經測試，拉桿的載荷從2250N降低至1650N，降低了27%。同時，抗扭拉桿主動側X向二階振動從4.43 m/s2降低至1.88 m/s2，降低了58%，測試頻譜如圖7所示。

為提高抗扭拉桿隔振量，可從降低抗扭拉桿非線性段剛度出發，重新對其結構進行改進，如圖8所示。改進后抗扭拉桿剛度曲線如圖9所示。此時抗扭拉桿的剛度從3100N/mm降低至500N/mm，降低了83%。

圖8 抗扭拉桿懸置結構改進圖

圖9 抗扭拉桿X向剛度曲線對比

將發動機轉速降低 150rpm和抗扭拉桿結構改進兩個方案同時搭載到問題車上進行測試，抗扭拉桿被動側振動結果如圖10所示。從圖中可以看出，抗扭拉桿被動側X向振動明顯降低，二階振動從原來的0.25m/s2降低至0.04 m/s2，降低了84%，抗扭拉桿隔振量也從原來的25dB提高至33dB。

圖10 抗扭拉桿被動側振動對比

改進后的座椅導軌振動測試結果如圖11所示。從圖中可以看出，座椅導軌振動主階次從38.3Hz轉移到了33.5Hz，振動總值從原來的0.50 m/s2降低至0.09m/s2，降幅明顯，也滿足小于或等于0.13 m/s2的目標要求。隨后，對改進后的樣車進行主觀評價，座椅振動僅剩輕微振動，不會引起客戶抱怨。

圖11 座椅導軌振動曲線

4 結束語

本文通過對冷啟動怠速R擋工況下座椅振動的產生機理進行分析，明確了振動控制模型，并根據模型采集得到相關測點的振動數據，得出動力總成振動通過抗扭拉桿傳遞至副車架、車身這一主要傳遞路徑，從而識別出發動機激勵大和抗扭拉桿隔振不足是問題產生的根本原因。隨后，通過降低發動機轉速和優化抗扭拉桿結構，有效降低了發動機激勵力和抗扭拉桿剛度，最終使常溫冷啟動怠速R擋工況下座椅導軌振動大的問題得到有效解決[4]。