整車怠速不規(guī)則抖動控制方法及試驗研究

王健 楊思 史曉寧 徐仰匯 田子龍

（廣州汽車集團股份有限公司汽車工程研究院，廣州 510640）

1 前言

噪聲、振動與聲振粗糙度（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，整車怠速抖動容易被乘員感知，尤其是不規(guī)則抖動或間歇性抖動。因此研究整車怠速不規(guī)則抖動機理，建立不規(guī)則抖動的控制方法，對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，國內(nèi)外學(xué)者在改善怠速舒適性方面進行了較多研究。Sendur P等人[1]基于仿真和模態(tài)測試方法對整車動力總成怠速振動進行了改善；Ge X F[2]、譙萬成[3]和夏洪兵[4]等對轉(zhuǎn)向盤振動的控制和優(yōu)化進行了研究，通過提高轉(zhuǎn)向系統(tǒng)固有頻率和優(yōu)化懸置等方法降低轉(zhuǎn)向盤怠速抖動水平；韓天等[5]通過改進底盤車架結(jié)構(gòu)，使所有階固有頻率避開怠速時相應(yīng)的振動頻率25～27 Hz，從而改善客車怠速振動問題；王偉東等[6]通過分析傳遞路徑對座椅怠速振動加速度的貢獻量，提出改進方案，降低座椅怠速振動；Phu D X[7]和陳達亮[8]等人對動力總成懸置系統(tǒng)進行優(yōu)化，提出怠速隔振優(yōu)化策略，降低怠速工況低頻振動。上述整車怠速振動控制研究大多為解決怠速發(fā)動機二階振動導(dǎo)致的問題，而對于一階振動導(dǎo)致的整車不規(guī)則抖動尚未進行研究。

本文從整車怠速不規(guī)則抖動特征和幅值兩方面入手，對其產(chǎn)生機理進行分析，結(jié)合主觀評價和客觀指標測試對整車怠速不規(guī)則抖動水平進行評價，從激勵源控制和傳遞路徑優(yōu)化兩方面提出了整車怠速不規(guī)則抖動控制方法和標準，通過動力總成和懸置優(yōu)化設(shè)計提升整車怠速舒適性，并通過主、客觀評價進行驗證。

2 試驗設(shè)備及方法

振動總值（Root of Squares Sum，RSS）的物理意義為某一測點3個方向振動能量的總和，其計算公式為：

式中，R為振動總值；SX、SY、SZ分別為X、Y、Z向振動有效值。

經(jīng)文獻[9]的實際應(yīng)用，確認了這種計算方法與人對轉(zhuǎn)向盤及座椅振動的主觀感受一致。由于不規(guī)則抖動頻率為怠速一階振動頻率，而且怠速熱機后，座椅導(dǎo)軌X和Y向一階振動遠小于Z向振動，因此本文選取座椅導(dǎo)軌Z向一階振動峰值表征不規(guī)則抖動程度并作為最終評價指標，且通過試驗驗證了該指標與主觀評價的一致性。

整車怠速不規(guī)則抖動測試所需儀器包括LMS SCM205 型數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)前端、B&K 4524B 型三向加速度計、便攜式計算機等。振動傳感器布置在駕駛員座椅的左前導(dǎo)軌位置及發(fā)動機主動側(cè)、被動側(cè)位置，座椅導(dǎo)軌測點如圖1 所示。同時通過CAN 總線采集和監(jiān)測發(fā)動機轉(zhuǎn)速、發(fā)動機扭矩、水溫、機油溫度，作為參考數(shù)據(jù)。

圖1 座椅導(dǎo)軌測點示意

3 怠速抖動機理分析

為分析整車怠速不規(guī)則抖動產(chǎn)生機理，對整車從冷機起動到熱機完成整個過程進行試驗測試，主要關(guān)注點為座椅導(dǎo)軌一階Z向振動，振動信號通過時頻變換[10-11]處理成時頻圖，座椅導(dǎo)軌間歇性抖動規(guī)律如圖2 所示，從圖2可以看出，伴隨車輛熱機，發(fā)動機轉(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)則抖動時間間隔越來越長，最終穩(wěn)定在30 s內(nèi)7次波動，抖動幅值越來越大，最終穩(wěn)定在0.05 m/s2左右。

圖2 冷起動熱機過程座椅導(dǎo)軌間歇性抖動規(guī)律

與此同時，冷起動熱機過程扭矩波動規(guī)律如圖3所示，可以發(fā)現(xiàn)扭矩波動時間間隔同樣越來越大，最終穩(wěn)定在30 s 內(nèi)7 次波動，波動幅值越來越大，發(fā)動機最大扭矩百分比波動量由0.6%提高到1.7%。由此可見，不規(guī)則抖動的幅值和時間間隔與發(fā)動機扭矩波動的幅值和時間間隔一致，因此，有效控制發(fā)動機扭矩波動可有效控制怠速不規(guī)則抖動水平。

圖3 冷起動熱機過程扭矩波動規(guī)律

為了研究動力總成剛體模態(tài)對怠速不規(guī)則抖動水平的影響，通過調(diào)整怠速轉(zhuǎn)速，對不同怠速轉(zhuǎn)速下的車輛進行測試，可以發(fā)現(xiàn)標定怠速轉(zhuǎn)速在700～850 r/min范圍內(nèi)座椅導(dǎo)軌一階振動呈現(xiàn)先增大后減小的趨勢，測試結(jié)果如圖4所示，可見隨著發(fā)動機怠速一階激勵頻率不斷提高，中間頻率與動力總成剛體模態(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

通過模態(tài)試驗測試獲取了動力總成剛體模態(tài)頻率及振型，剛體模態(tài)振動測點如圖5 所示，為提高低頻振動測試精度，采用B&K 8206-002型力錘（橡膠頭）。

通過動力總成剛體模態(tài)試驗測試發(fā)現(xiàn)，在發(fā)動機怠速（700 r/min）一階激勵頻率（11.67 Hz）附近存在3個剛體模態(tài)頻率：11.05 Hz（側(cè)傾）、11.52 Hz（側(cè)傾+俯仰）和12.21 Hz（俯仰）。動力總成剛體模態(tài)振型如圖6 所示，動力總成側(cè)傾模態(tài)頻率和俯仰模態(tài)頻率過于接近，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)動機一階激勵頻率接近，易引起共振。

圖5 動力總成剛體模態(tài)測點示意

圖6 動力總成剛體模態(tài)振型

整車怠速不規(guī)則抖動現(xiàn)象形成機理如圖7所示，主要包括激勵源和傳遞路徑，前者需要控制發(fā)動機一階激勵，后者主要通過控制懸置剛度來控制動力總成剛體模態(tài)頻率，避免與發(fā)動機一階激勵共振。

4 優(yōu)化設(shè)計

4.1 整體思路

整車怠速不規(guī)則抖動控制流程主要包括發(fā)動機一階激勵控制和懸置剛度設(shè)計，整體思路如圖8所示。性能指標主要包括座椅導(dǎo)軌一階振動和子性能指標，子性能指標包括發(fā)動機怠速扭矩波動指標、發(fā)動機怠速轉(zhuǎn)速波動指標和動力總成剛體模態(tài)頻率指標。

圖7 機理分析

圖8 整車怠速不規(guī)則抖動控制開發(fā)流程

座椅導(dǎo)軌一階振動總值是直觀反映整車怠速不規(guī)則抖動水平的指標，也是整車怠速不規(guī)則抖動需要控制的最終指標。發(fā)動機怠速扭矩波動和轉(zhuǎn)速波動是決定發(fā)動機一階激勵大小的主要因素，是怠速不規(guī)則抖動激勵源控制的主要目標；動力總成剛體模態(tài)頻率分布影響發(fā)動機一階頻率處的共振程度，決定了傳遞路徑是否將激勵源進行放大。因此，動力總成剛體模態(tài)頻率是怠速不規(guī)則抖動傳遞路徑控制的主要目標。

4.2 激勵源控制

對3 輛同型號車輛熱機狀態(tài)燃燒扭矩波動值和座椅一階振動幅值進行測試，結(jié)果如表1 所示，可見整車不規(guī)則抖動激勵大小與燃燒扭矩波動大小成正相關(guān)。因此，結(jié)合冷起動熱機過程燃燒扭矩波動規(guī)律和不同車輛扭矩波動水平，在發(fā)動機標定過程中通過PID控制將發(fā)動機最大扭矩百分比波動量控制在0.6%以內(nèi)，可有效改善整車怠速不規(guī)則抖動。

表1 不同車輛發(fā)動機扭矩波動和座椅導(dǎo)軌振動

4.3 懸置優(yōu)化設(shè)計

從動力總成剛體模態(tài)測試結(jié)果中可以看出，如何使動力總成剛體模態(tài)頻率有效避開發(fā)動機怠速一階頻率是整車不規(guī)則抖動控制中懸置優(yōu)化設(shè)計的重點。本文以上述車輛為例，提出懸置優(yōu)化設(shè)計方案：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，通過降低模態(tài)密度消除中間耦合模態(tài)，使動力總成剛體模態(tài)頻率避開發(fā)動機一階激勵頻率1 Hz以上。

優(yōu)化后剛體模態(tài)頻率測試結(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)動機怠速轉(zhuǎn)速波動過大會導(dǎo)致怠速一階激勵頻率波動較大，容易與動力總成剛體模態(tài)耦合產(chǎn)生共振，因此，在整車標定工作中，發(fā)動機怠速轉(zhuǎn)速波動應(yīng)控制在20 r/min以內(nèi)。

5 方案驗證

5.1 客觀測試

為驗證上述優(yōu)化方案的有效性，對原狀態(tài)和優(yōu)化設(shè)計后車輛的發(fā)動機側(cè)懸置被動端和座椅導(dǎo)軌振動進行測試，優(yōu)化前、后怠速一階振動結(jié)果分別如圖9、圖10所示，優(yōu)化后車輛的發(fā)動機側(cè)懸置被動端怠速一階振動幅值從0.06 m/s2降低為0.02 m/s2，座椅導(dǎo)軌一階振動從0.03 m/s2降低為0.008 m/s2，整車不規(guī)則抖動水平降低了70%，優(yōu)化方案效果顯著。

圖9 發(fā)動機測懸置被動端振動對比

圖10 座椅導(dǎo)軌振動對比

5.2 主觀評價

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

表2 改善效果主觀評價結(jié)果

6 結(jié)束語

本文通過整車怠速振動測試，明確了整車怠速不規(guī)則抖動機理，從激勵源控制和傳遞路徑控制兩方面提出了整車不規(guī)則抖動控制流程，通過優(yōu)化設(shè)計，座椅導(dǎo)軌一階振動幅值降低了70%，主觀評價得分提升2 分，整車怠速不規(guī)則抖動水平得到顯著改善，驗證了優(yōu)化方案的有效性。