某微型車駕駛室座椅導軌怠速異常振動分析與改進

呂兆平 楊 曉 秦際宏

（上汽通用五菱汽車股份有限公司技術中心）

1 前言

上汽通用五菱汽車公司新五菱之光車型換裝了柳機0.998 L發動機后，在怠速工況下，駕駛室座椅導軌出現了異常抖動，嚴重影響了乘坐舒適性。針對這一問題，文中展開了理論研究，建立了基于懸置元件怠速工況下動剛度的動力總成懸置系統動力學模型。由LMS試驗模態分析系統測得了發動機在整車實際工況下的運行模態參數，通過對計算和實測數據進行分析，找到了導致導軌異常振動的原因并進行了改進，獲得良好效果。

2 動力總成懸置系統動力學模型

2.1 懸置系統簡化力學模型

將動力總成視為一個具有6自由度的剛體，且與3或4個懸置支撐構成動力總成懸置系統，其動力學模型如圖1所示[1～2]。設動力總成置于相互正交的G0XYZ坐標系中，其中原點G0為靜止時動力總成的質心。剛體運動有6個自由度，即沿X、Y、Z方向的位移 x（縱向）、y（橫向）、z（垂向），以及繞 X、Y、Z 軸的轉角 θx（側傾）、θy（俯仰）、θz（橫擺），其廣義坐標為：

利用拉格朗日方程和虛功原理可得動力總成懸置系統的振動方程為：

式中，[M]為系統質量矩陣；[C]為系統阻尼矩陣；[K]為系統剛度矩陣；F（t）為激振力；q¨=（x¨，y¨，z¨，θx，θy，θz）T，為6個廣義加速度列向量。

通常將動力總成懸置系統的振動看做微小振幅運動，懸置的隔振性能也只需在低頻范圍內考慮，懸置阻尼可以有效降低共振的峰值，對系統動態特性和固有頻率影響很小，同時懸置阻尼一般很小，因此可以忽略不計。對系統進行固有頻率和固有振型的計算，只需考慮無阻尼自由振動情況。

因此，忽略阻尼作用的動力總成懸置系統自由振動方程為：

由式（3）可計算得到系統的6階固有頻率ωj，（j=1，2，3，4，5，6）和固有振型{φ}。

2.2 能量解耦法

能量解耦法是指從能量角度實現各自由度的解耦。如一僅做垂直自由振動的空間剛體和其它自由度解耦時，其振動能量只集中于垂直方向自由度上。

當系統以第j階模態振動時，第k個廣義坐標分配的能量占系統總能量的百分比為[2]：

式中，mkl為質量陣的第 k 行第 l列元素；（φi）l為振型（φi）的第 l個元素；（φi）k為第 k 個元素；為系統做i階主振動時的最大動能；Tk為第k個廣義坐標上分配到的能量。

2.3 Matlab編程計算懸置系統固有頻率和固有振型

采用Matlab編制設計程序[3]，將表1～表3參數代入程序得到本研究實例的動力總成懸置系統固有頻率和固有振型如表4所列。

表1 動力總成慣性特性參數（整車坐標系）

表2 懸置安裝位置及動力總成質心坐標

表3 原懸置系統主軸剛度（參考整車坐標系） N/mm

表4 原系統固有頻率和解耦率分布

3 動力總成剛體模態試驗分析

為了驗證理論分析結果和評價隔振效果，必須進行整車狀態下動力總成的剛體振動模態試驗[4]。本文應用LMS試驗模態分析系統測試發動機懸置系統在怠速工況下的振動響應數據。數據采集設備為SC316的24通道數據采集4通道激勵系統，5個3向ICP加速度傳感器和3個力傳感器布置在測點位置，其中發動機和變速器各布置8個測點，懸置上布置2個測點，一共18個測點（圖2）。測得怠速工況下振動響應信號，經數據采集前端放大、濾波等信號處理后，傳輸到計算機并導入到LMS模態試驗分析系統模塊，計算得到發動機怠速工況下的運行模態參數如表5所列。圖3為動力總成剛體模態繞曲軸方向模態振型。本測試參考GMW 8447 PT powertrain rigid body modal analysis test procedure[5]程序來進行。

表5 整車狀態下動力總成剛體模態頻率與阻尼比

4 座椅導軌異常振動機理分析及方案驗證

4.1 座椅怠速異常振動機理分析

本公司NVH評價標準中對于轉向盤、座椅導軌振動量級限值的要求：一般是X、Y、Z的3個方向轉向盤振動加速度≤0.02g（怠速時），座椅導軌振動加速度≤0.003g（怠速時）；空調開啟時會稍微高一點，轉向盤振動加速度≤0.03g，座椅導軌振動加速度≤0.004g。超過此限值，相關部件就需要進行調整。懸置系統是引起座椅異常振動的一個重要因素，有時排氣系統吊耳剛度的調校也非常關鍵。

怠速時對轉向盤、座椅導軌進行FFT（諧波）分析非常重要，主要作用是了解頻率成分進而推斷引起問題的可能原因。

對于4缸4沖程發動機來說，0.5、1、1.5階振幅一般較小，其中0.5階有時在一些座椅導軌上表現較為明顯，車內感覺是低頻晃動，很不舒服，原因主要是發動機燃燒不均勻；懸置系統固有頻率太低，致使0.5階頻率放大。若1階、1.5階振幅過大，更多需要通過調整ECU解決。而對于3缸發動機，本身存在1階往復慣性力矩不平衡和1.5階燃燒激勵成分，懸置調試有時比較困難。4缸發動機的2階、4階振動成分較大，且多是和懸置隔振不足有關，可以通過降低繞曲軸旋轉的側傾模態、垂向上下模態等來進行改善。

4.2 原車怠速振動測試數據分析

對原車進行怠速振動測試，得到座椅導軌處怠速振動頻譜如圖4所示。

從圖4的測試數據來看，在空調關閉狀態下，座椅導軌的2階振幅值X方向為0.0005g，Y方向為0.0015，Z方向為0.006g；空調開啟狀態下，座椅導軌2階振幅X方向為 0.001g，Y方向為 0.0015g，Z方向為0.005g。兩種狀態下Z方向的2階振幅都超過了限值要求，主觀感受非常明顯。

該車型發動機怠速轉速為850 r/min，對應的點火頻率為28.3 Hz，按照懸置系統固有頻率設計中繞曲軸旋轉的側傾模態低于1/2怠速激勵頻率的設計準則，則懸置系統的側傾模態應低于14.2 Hz，而從整車實際測試結果來看，繞曲軸方向的模態很高，達到15.24 Hz（表5），高于怠速激振頻率的0.5倍。從懸置系統匹配計算可知側傾模態也達到了14.6 Hz（表4），與實際測試結果很接近（由于懸置系統匹配時使用對地模態，未考慮車輪、懸架及車身的影響，因此對車模態一般比對地模態高0.5 Hz左右）。從解耦率角度來看，側傾、俯仰和橫擺方向都存在較大的振動耦合情況，因此可以判斷原懸置系統側傾模態太高及振動耦合是導致駕駛室座椅導軌異常振動的原因之一，而原車測試數據也表明了這一點。

4.3 懸置系統固有頻率及解耦率優化

由上述分析可知，原車型座椅導軌怠速振動異常主要由動力總成2階振動成分引起，因此必須降低側傾模態以避開怠速激振頻率的1/2及提高各方向的解耦率。由于整車布置限制，無法對懸置的安裝位置進行更改，僅以3個懸置的9個剛度作為變量，以側傾模態低于14Hz、6個方向解耦率大于75%為目標對系統進行優化，得到優化結果如表6和表7所列。

表6 優化后懸置系統主軸剛度（參考整車坐標系）N/mm

表7 優化后系統固有頻率及解耦率

從表7可以看出，優化后側傾頻率降低到13.1 Hz，頻率配置也有所改善；對怠速座椅導軌異常振動影響最大的繞曲軸轉動自由度的解耦率從62.689%提高到了83.71%，其它自由度上解耦率均有較大比率的提高，整體解耦率明顯改善，即優化后座椅導軌的異常振動有所改善。

4.4 試驗驗證

根據優化結果制作樣件進行怠速振動測試，發現座椅導軌2階抖動大為降低，抖動幅值全面下降，空調關閉狀態座椅2階振動中，X方向為0.0005g，Y方向為0.001g，Z方向為0.004g；空調開啟狀態座椅2階振動中，X方向為0.001g，Y方向為0.0015g，Z方向為0.004g。兩種狀態下，座椅2階振動降低明顯，其中空調開啟達到了限值要求，空調關閉也接近了限值要求，主觀感受良好。具體整車測試頻譜如圖5所示。

5 結束語

通過建立某車型動力總成懸置系統剛體動力學模型和整車狀態下模態試驗，對動力總成懸置隔振系統的6階固有頻率、模態阻尼和模態振型進行分析和比較，找到了該車型座椅導軌異常振動的原因。針對該車型懸置系統進行了優化，重新制作樣件進行了測試驗證。試驗結果表明，優化后座椅導軌怠速異常振動得到改善。

1 孫蓓蓓，張啟軍，孫慶鴻，等.汽車發動機懸置系統解耦方法研究.振動工程學報，1994，7（3）：240～245.

2 呂兆平.能量法解耦在動力總成懸置系統優化設計中的運用.汽車工程，2008（6）：523～526.

3 曾令賢.用matlab計算發動機懸置系統的固有頻率和主振型.汽車科技，2005（7）：27～29.

4 翁建生.汽車整車狀態下動力總成剛體模態試驗研究.2006LMS首屆用戶大會論文集.

5 Powertrain Rigid Body Modal Analysis Test Procedure GMW8477.GM WORLDWIDE ENGINEERING STANDARD，August 2001.