某汽車怠速抖動問題分析與改進

黃秋生

?

某汽車怠速抖動問題分析與改進

黃秋生

（安徽江淮汽車集團股份有限公司，安徽 合肥 230601）

文章首先論述了汽車怠速振動的原理，汽車動力總成的振動模型，模態頻率和解耦率的試驗方法。繼而對問題車輛的動力總成及懸置系統的缺陷進行計算分析。通過模擬計算，確定優化后的方案滿足匹配要求。最終通過試驗測試結果確定優化方案可行。

NVH；模態頻率；解耦率；怠速振動

1 汽車的怠速振動

在發動機的爆發壓力和上下往復運動不平衡力的作用下，引起動力總成的振動，并經過動力總成懸置，傳遞到車身，引起車身低頻振動，即為怠速振動。怠速振動發生的條件雖然因發動機的缸數、類型（汽油機、柴油機、直列型和V型等）、發動機搭載狀態（橫置、縱置、4WD等）以及車型（乘用車、貨車等）的不同而有所區別，但是從原理上來說，都是相同的。激勵源為發動機，傳遞系統為動力總成的支撐機構——懸置，而放射系統則為車身。

動力總成及懸置系統的運動可以用下面的方程式表達：

式中，m為動力總成的質量，Ix、Iy、Iz為以動力總成各主軸為中心的轉動慣量；K為剛度矩陣，x、y、z、θ、φ、ψ為位移；F、N為力、力矩。

為了使振動系統的各個自由度相互獨立，即運動解耦，只要使式-（1）的剛度系數項都等于零即可，即

2 動力總成的振動模態

動力總成是汽車主要的振動源。發動機作為一個剛體，有六個方向的振動：上下、前后、左右的跳動，以及繞三個軸的轉動模態。

發動機的剛體運動是按照發動機本體的坐標系定義的。其原點定義為曲軸中心線與缸體后端面的交點。與氣缸中心線平行為Z軸，正向指向缸蓋一側。曲軸中心線定義為X軸，正向指向發動機前端。Y向按照右手定則確定。在該坐標系下，發動機的六個缸體模態分別為：

前后運動：沿X軸運動（Tx）

左右運動：沿Y軸運動（Ty）

上下跳動：沿Z軸運動（Tz）

側傾：繞X軸轉動，也稱為側傾（Rx）

俯仰：繞Y軸轉動，也稱為俯仰（Ry）

橫擺：繞Z軸轉動，也稱為橫擺（Rz）

在工程上，按照模態能量比例來評價模態之間是否有耦合。動力總成在作各階次振動時，其能量分別在六個缸體模態上，根據動力總成系統的質量矩陣和剛度矩陣，可以求出系統在做各階主振動時各個方向的振動能量所占的百分比，寫成矩陣形式，便可得到系統的能量分布。當系統以第j階固有頻率振動時，第k個廣義坐標所占的能量百分比Eki為：

式中，φ為系統的第j階主振型，(φ)為φ的第k個元素，m為質量矩陣的第k行、第l列元素。E的值越大則系統的解耦程度就越高，100%表示完全解耦。

3 現狀的測試和分析

問題車輛在振動性能主觀評價時，反饋怠速抖動嚴重。下面從模態頻率和懸置系統傳遞率兩方面分析現有動力總成懸置系統缺陷。

根據前文所述理論，發動機的激振頻率可按下式計算：

式中n代表發動機轉速，對于怠速狀態，n=750r/min；i是發動氣缸數，對于本發動機，i=6。

算得發動機激振頻率為：

按照六模態能量比例分布理論計算該動力總成的六個模態頻率和解耦率如下：

模態頻率（Hz）：

Tx=12.8，Ty=9.0，Tz=14.1，Rx=18.7，Ry=7.4，Rz=10.8

解耦率（%）：

Tx=98.84，Ty=97.11，Tz=86.42，Rx=99.02，Ry=87.62，Rz=96.91

圖1 解耦率仿真結算結果

根據設計匹配經驗，動力總成的模態頻率值應能滿足下述要求，才能保證動力總系統對激振沖擊具有最佳的吸收效果，使得發動機的振動對整車影響程度最小。

側傾頻率：Rx≤f/2=18.75Hz；

解耦率：Rx、Tz≥85%，Ry、Tx≥75%，Rz、Ty≥60%；

模態頻率：最低模態頻率≥5Hz，頻率間隔≥0.5Hz，各模態頻率避開發動機怠速0.5階（6.6Hz）和1階頻率（13.3 Hz）。

根據模態頻率計算結果，該動力總成六模態下的最低頻率為7.4Hz，滿足最低模態頻率要求。各模態解耦率滿足匹配要求。但側傾頻率Rx=18.7，不滿足側傾頻率的指標要求，其直接結果是導致整個系統對發動機的振動吸收較差。反應在整車振動表現上：即為怠速狀態下，由發動機側傾振動激振引起的駕駛室怠速抖動。

安裝傳感器，測量前后懸置的隔振率情況如下：

左前懸置：22%；右前懸置：35%；左后懸置：58%；右后懸置：68%

按照設計匹配經驗，實測的懸置系統傳遞率要求為：

前懸置傳遞率≤40% 后懸置傳遞率≤50%

懸置隔振率分析：前懸置隔振率滿足匹配要求，后懸置傳遞率超過指標要求。反映到整車振動表現上，即發動機的振動得不到有效隔斷，而將較多的發動機振動能量傳遞給車架，繼而傳遞到駕駛室，影響乘員的駕駛體驗。

4 理論計算的優化方案

圖2 發動機懸置振動計算模型

理論分析計算方法可以用來分析并優化懸置系統的剛度，選擇合理的懸置剛度匹配，是改善NVH性能的有效方法。理論計算的發動機振動模型如圖2所示。

各物理量定義如下：

發動機濕重We變速箱濕重Wt

前懸置點力R1后懸置點力R2

發動機重心We到前支撐力R1距離L1

前支撐力R1到后支撐力R2距離L2

缸體后端面X到后支撐力R2距離L3

前支撐力R1到變速箱重心Wt距離L4

缸體后端面X到變速箱重心Wt距離L5

發動機轉速n=750r/min，氣缸數i=6

計算過程如下：

以發動機前支撐為旋轉中心列力矩平衡方程，有

由發動機懸置裝置受力平衡，有

飛輪殼后端面的彎矩為

由式-（5），發動機外激干擾頻率f=37.5Hz

前懸置軟墊載荷

后懸置軟墊載荷

懸置系統的自振頻率Fm

懸置軟墊靜變形S

前懸置軟墊靜剛度

后懸置軟墊靜剛度

通過分析計算，得出結論：將后懸置軟墊剛度偏高，需將后懸置軟墊靜剛度降低到原來的2/3。

5 優化方案的模擬仿真

根據調整后的懸置軟墊剛度，重新計算模態頻率和解耦率，結果如下：

模態頻率（Hz）：

Tx=10.8，Ty=9.0，Tz=11.1，Rx=14.8，Ry=7.3，Rz=9.8

解耦率（%）：

Tx=99.4，Ty=87.74，Tz=92.65，Rx=98.11，Ry=93，Rz=86.73

圖3 優化后解耦率仿真計算結果

優化后的方案側傾頻率Rx=14.8，滿足Rx≤f/2。根據理論計算懸置傳遞率理論上已經達到10%，優化后的方案已經解決問題車輛怠速抖動故障的主要原因。

6 優化方案的測試驗證

按照優化后的方案重新進行懸置傳遞率、側傾頻率測試，其測試結果如下：

左前懸置：17%；右前懸置：27%；左后懸置：35%；右后懸置：32%

對怠速側傾頻率進行測試，結果如下：

圖4 優化后側傾頻率測試結果

實際測試優化后的側傾頻率為15.31Hz，略高于理論計算值14.8Hz，滿足動力總成匹配要求。

7 結論

動力總成及懸置系統進行建模分析，得出原懸置系統的匹配缺陷一：側傾頻率匹配不合理；再通過振動測試，得出原懸置系統匹配缺陷二：懸置傳遞率偏高。通過理論計算分析，應將后懸置軟墊靜剛度降低，通過對優化后的方案模態分析和解耦計算，滿足匹配要求。最終通過測試驗證了優化方案可行。

[1] 龐劍,諶剛,何華.汽車噪聲與振動——理論與應用[M].北京:北京理工大學出版社,2005.

[2] 劉顯臣.汽車NVH綜合技術[M].北京:機械工業出版社,2014.

[3] 馬太酞.噪聲與震動控制工程手冊[M].北京:機械工業出版社, 2002.

[4] 上官文斌,蔣學峰.發動機懸置系統的優化設計[J],汽車工程, 1992,14（2）.

Analysis and optimization on idling vibration of same car

Huang Qiusheng

( Anhui Jianghuai Automobile Group Co., Ltd., Anhui Hefei 230601 )

This paper firstly introduce the principle of automobile idling vibration, the vibration model of powertrain, and how to calculating the mode frequency and the decoupling rate of the six freedom degrees. Then, we analyze the indication of the powertrain and suspension system by calculating the mode frequency and the decoupling rate of the six freedom degrees. The optimization scheme which we have accepted by simulation has been provided to be effective after testing.

NVH;Modal frequency;Decouping rate;Idle vibration

B

1671-7988(2018)18-95-03

U471.2

B

1671-7988(2018)18-95-03

CLC NO.: U471.2

黃秋生，就職于安徽江淮汽車集團股份有限公司。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2018.18.033