輕型卡車怠速工況下駕駛室振動大的原因解析

東風汽車股份有限公司商品研發(fā)院 楊建偉 馬擴

漢陽專用汽車研究所 陳小強

對輕型卡車駕駛室在怠速工況下振動過大進行了詳細的測試、分析探究，確定其振動是由動力總成懸置系統(tǒng)剛度匹配不當所致。通過對動力總成的懸置系統(tǒng)進行解耦分析、剛度調(diào)整、重新匹配設(shè)計，從而使怠速工況下駕駛室的振動得到有效控制。

近年來，隨著我國汽車工業(yè)的跨越式發(fā)展，汽車產(chǎn)品消費逐漸成為人們家庭消費的重要方式。同時，隨著汽車產(chǎn)品的不斷增多和普及，車輛排放法規(guī)、噪聲振動法規(guī)也日趨嚴苛。輕型載貨汽車作為汽車的一部分，雖然目前在國內(nèi)的定位主要是作為生產(chǎn)工具來使用，價格相對較便宜，但人們對它的要求卻越來越高，用戶對車輛的乘坐舒適性越來越重視。可以說，汽車的乘坐舒適性已成為衡量其市場競爭力的重要因素,而駕駛室的振動是影響整車動態(tài)特性與駕駛舒適性的一個重要指標。

對于部分輕型卡車產(chǎn)品，在駐車狀態(tài)下，發(fā)動機處于怠速工況時，人體主觀感覺整車駕駛室內(nèi)方向盤、座椅以及后視鏡振動較大，這會給駕乘人員帶來較為嚴重的不舒適感。因此，考慮從根本上進行設(shè)計改善。

駕駛室怠速振動過大原因分析

對于輕型載貨汽車而言，整車的舒適性主要針對駕駛室而言的，引起駕駛室振動的因素是多方面的，如何找出振動的原因，是一個較為棘手、復雜的問題。

根據(jù)產(chǎn)品開發(fā)經(jīng)驗，輕卡在怠速工況運轉(zhuǎn)的主要激振源是與發(fā)動機曲軸不平衡量和爆發(fā)脈沖壓力大小有關(guān)的二階轉(zhuǎn)速頻率產(chǎn)生的激勵。怠速時車輛振動的傳遞路徑，由發(fā)動機激勵產(chǎn)生的振動經(jīng)發(fā)動機懸置隔振后傳遞到車架上，通過兩個前懸置支承及兩個變速箱后懸置支承傳遞到駕駛室上對應(yīng)的4個支承點，駕駛室上4個支承點振動激勵駕駛室本體結(jié)構(gòu)振動，從而引發(fā)產(chǎn)生駕駛室座椅、方向盤以及后視鏡等振動。

1. 當前開發(fā)客觀因素

鑒于國內(nèi)輕型專用汽車底盤開發(fā)方式大多為借鑒主機廠普通常規(guī)底盤的開發(fā)模式，參照比較成熟的老舊車型，缺少對噪聲、振動與聲振粗糙度（NVH）方面的分析研究，因此大都借用之前的懸置及懸置軟墊，主要考慮布置、裝配便捷，開發(fā)周期短，能快速看到市場效益。但殊不知，因車架斷面尺寸、動力總成質(zhì)心、駕駛室懸置支架、駕駛室本體以及車輛軸距等在發(fā)生變化，其質(zhì)量分配也發(fā)成了變化，造成借用的懸置軟墊激勵振動頻率與駕駛室的固有頻率匹配變差，振動也就變大。

加之，部分改裝企業(yè)對懸置軟墊的質(zhì)量檢測手段不足，供應(yīng)商在生產(chǎn)制造環(huán)節(jié)也疏于過程控制，往往造成實物與圖紙要求的產(chǎn)品減振性能相差甚遠，零件性能相散差較大。同時，主機廠在發(fā)動機出廠時對怠速控制也不是很好，往往怠速偏低，轉(zhuǎn)速波動范圍較大。

2. 振動傳遞路徑分析

傳遞路徑分析法是一種基于試驗的振動與噪聲分析方法，可解決激勵源-路徑-響應(yīng)的振動噪聲問題。該方法是一種通過分析主要振動來源，進行系統(tǒng)地、有的放矢地改進設(shè)計的方法。因此，對改善車輛NVH性能更具有針對性。

就輕型卡車而言，駕駛室的激勵源主要有路面激勵和發(fā)動機激勵。由于車輛處于駐車狀態(tài)，因此駕駛室主要的激勵源來自于發(fā)動機的振動。圖1為發(fā)動機激勵下的傳遞路徑示意圖。若要降低振源發(fā)動機的振動對駕駛室的影響，最有效的辦法是調(diào)整傳遞路徑上的部件參數(shù)，達到減振與隔振的目的。因此，必須首先從發(fā)動機激勵源開始，對動力總成懸置系統(tǒng)的隔振效果進行測試。

圖1 發(fā)動機激勵源下傳遞路徑示意圖

發(fā)動機在怠速工況下的激勵振動頻率往往只是稍高于車架、駕駛室的固有頻率，若發(fā)動機怠速轉(zhuǎn)速偏低，容易引發(fā)共振。因此防止發(fā)生怠速共振也是減振的重要方面。輕型卡車的車架和駕駛室在Z向的第一固有頻率共振區(qū)在發(fā)動機怠速激勵頻率范圍內(nèi)，這是怠速振動大的又一重要原因。在實際裝車生產(chǎn)過程中，往往有部分整車發(fā)動機的怠速轉(zhuǎn)速偏低。

綜合上文敘述和原因解析，部分輕型卡車駕駛室振動過大的原因可能是發(fā)動機懸置、駕駛室懸置減振效果不好，兩者匹配不是最佳狀態(tài)，造成怠速時出現(xiàn)共振等因素引起的。

因此，改善振動的主要方向為：檢測現(xiàn)有輕型卡車駕駛室內(nèi)某一參考點的振動加速度，對發(fā)動機懸置解耦率進行計算分析，同時，通過調(diào)整懸置軟墊的剛度值，再進行解耦分析、裝車后振動加速度測試等對比檢測，最終達到降低怠速振動的目標。

改進前的發(fā)動機懸置系統(tǒng)

1. 動力總成懸置系統(tǒng)布置

汽車發(fā)動機大都通過彈性支承固定在車架縱梁上，這種彈性支承即為懸置。動力總成懸置系統(tǒng)是指連接車輛動力總成，包括發(fā)動機、離合器、變速箱、傳動軸等與車架之間的一切彈性支撐的總和。

圖2 原樣車動力總成懸置系統(tǒng)布置圖

圖3 原樣車六點懸置實物照片

圖4 原樣車六點懸置結(jié)構(gòu)示意圖

在發(fā)動機所有工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，發(fā)動機產(chǎn)生的振動必須通過懸置系統(tǒng)加以隔離，盡可能降低傳遞給車輛底盤和車身的振動。同時懸置系統(tǒng)還必須隔離由道路不平引起的車輪懸掛系統(tǒng)的振動，防止這一振動向發(fā)動機傳遞，避免發(fā)動機振動加劇以滿足車輛運行時的平穩(wěn)性和舒適性，并保證怠速和停機時發(fā)動機的穩(wěn)定性。

測試輕型卡車動力總成懸置系統(tǒng)采用6點支撐，即兩個前懸置（發(fā)動機左、右前懸置）和兩個后懸置（飛輪殼左、右后懸置）以及變速箱上左、右兩個懸置。圖2是測試樣車動力總成懸置系統(tǒng)的布置示意圖，其中每一個懸置包括上、下兩支架和橡膠軟墊。圖3為樣車懸置實物圖片。

2.樣車發(fā)動機懸置系統(tǒng)解耦分析

對于輕卡樣車，為了徹查整車振動大的確切原因，需要評估該樣車動力總成懸置系統(tǒng)的隔振效果是否在要求范圍內(nèi)，需對樣車作摸底測試。樣車各懸置軟墊的結(jié)構(gòu)示意如圖4所示。

為便于對比，以及數(shù)據(jù)分析的準確性，對原輕型卡車樣車的發(fā)動機各懸置點的坐標位置進行了校核，具體坐標系參數(shù)如表1所示。同時對懸置軟墊的剛度值進行了檢測，具體剛度值見表2。

表1 原樣車六點懸置參數(shù)表

表2 原樣車懸置軟墊剛度值

2.1 解耦設(shè)計目標值

對樣車原始數(shù)據(jù)確認后，對其進行解耦模態(tài)分析，根據(jù)設(shè)計經(jīng)驗，普通載貨輕卡其解耦設(shè)計目標在發(fā)動機怠速工況下，解耦率需不低于60%，各坐標方向的解耦設(shè)計目標值如下：

a. Tz、 Rx解 耦率≥85%；

b. Tx、 Ry解耦率≥75%；

c. Ty、 Rz解 耦率≥60%；

d.8Hz

e. 各頻率間隔>1Hz，最小間隔>0.5Hz；

f. Tz、Rx頻率避開怠速1階12.5～13.3Hz和0.5階6.25～6.67Hz。

2.2 預載力、預載位移目標

預載力、預載位移目標如下：

a. 前后懸置各點預載載荷及位移盡量均勻；

b. 懸置軟墊靜壓縮量不大于6 mm為宜。

2.3 懸置支架強度及模態(tài)目標

懸置支架強度及模態(tài)目標：

a. 托架模態(tài)目標值：第二階約束模態(tài)要求大于500 Hz ；

b.強度目標值：在極限工況下，最大應(yīng)力值不能超過屈服強度。

在采用MATLAB分析軟件將各邊界條件導入后，分析所得的解耦率數(shù)據(jù)如圖5所示：

圖5 原樣車解耦率數(shù)據(jù)

根據(jù)分析所得的解耦率，可以看出，在發(fā)動機怠速（750～800r/min）到1000r/min存在明顯的Tz與 Ry方向的共振耦合現(xiàn)象，這樣必然造成怠速工況下，駕駛室振動劇烈。

3. 原樣車駕駛室參考點振動檢測

為更進一步檢測樣車駕駛室實際振動情況，通過Vibrometer振動測試計對樣車駕駛室內(nèi)方向盤上固定點（四輻方向盤上中位）進行測試，測試結(jié)果如圖6所示。

圖6 原樣車振動加速度檢測結(jié)果

方案優(yōu)化后的懸置系統(tǒng)

1. 動力總成懸置系統(tǒng)布置

為進一步優(yōu)化樣車的懸置布置方式，考慮盡可能避免過定位問題，將樣車的動力總成懸置點數(shù)由6點更改為5點懸置。即兩個前懸置（發(fā)動機左、右前懸置）和兩個后懸置（飛輪殼左、右后懸置）以及變速箱上一個輔助懸置。

雖然3點及4點懸置在汽車上的應(yīng)用最為普遍，但懸置點的數(shù)目增多將難以保證各點的受力均衡，當車架變形時發(fā)動機和車架失去順從性，使個別支點因發(fā)生錯位而受力過大，反而影響可靠性。四點式懸置的穩(wěn)定性好，能克服較大的扭矩、反作用力，但扭轉(zhuǎn)剛度較大，不利于隔離低頻振動。

5點式懸置一般用于中、重型汽車，因為其發(fā)動機與變速箱總成的質(zhì)量和長度太大，為了避免發(fā)動機缸體后端面與飛輪殼結(jié)合面上產(chǎn)生過大的彎矩，不得不在變速箱上增加一個輔助支點，從而形成5點式懸置。因此，經(jīng)過再三思量，對優(yōu)化后的懸置選擇較為可靠的五點懸置方式。圖7是優(yōu)化后的動力總成懸置系統(tǒng)布置圖。

2.優(yōu)化后發(fā)動機懸置系統(tǒng)解耦分析

為進一步從理論上尋找一定改善依據(jù)及分析對比性，為后期的持續(xù)改進尋找一定實踐經(jīng)驗，對優(yōu)化后的樣車動力系統(tǒng)布置方式進行了重新校核、梳理以及解耦分析。優(yōu)化后的各懸置軟墊的結(jié)構(gòu)示意圖及解耦分析如圖8～11所示。

圖7 優(yōu)化后的動力總成懸置系統(tǒng)布置圖

圖8 優(yōu)化后5點懸置結(jié)構(gòu)示意圖

圖9 優(yōu)化后的5點懸置布置坐標系

圖10 優(yōu)化后的5點懸置軟墊剛度值

圖11 優(yōu)化后樣車解耦率數(shù)據(jù)

圖12 優(yōu)化后樣車懸置實物布置圖

根據(jù)分析所得的解耦率，對比原樣車，可以明顯看出，經(jīng)過優(yōu)化后的頻動及旋轉(zhuǎn)頻率即Tx、Ty、Tz、Rx、Ry、Rz均滿足解耦標準要求。由于懸置點在整車布置位置受限，同時部分懸置軟墊借用現(xiàn)有車輛資源，解耦的數(shù)據(jù)雖然滿足標準要求，但是還有很大的提升空間。設(shè)計優(yōu)化后的懸置實物布置如圖12所示。

3. 優(yōu)化后駕駛室參考點振動檢測

為更進一步驗證理論分析與實際改善效果的吻合度，再次通過Vibrometer振動測試計對優(yōu)化后的駕駛室內(nèi)方向盤上固定點（四輻方向盤上中位）進行測試，測試結(jié)果如圖13所示，完全達到改善降低振動的目標。

圖13 優(yōu)化后樣車振動加速度檢測結(jié)果

4.優(yōu)化方案及過程回顧

輕型商用車輛應(yīng)用設(shè)計開發(fā)中，在發(fā)動機的激振源無法改進的情況下，優(yōu)化懸置布置方案，運用隔振原件減小振動傳遞是目前主機廠可進行設(shè)計改進行之有效的方案之一。

由于發(fā)動機產(chǎn)生的主要激振力頻率是兩倍于轉(zhuǎn)速頻率的二次往復慣性力和傾覆力矩。運用隔振方法可使發(fā)動機產(chǎn)生的主要激振力向車架結(jié)構(gòu)傳遞的振動減小。發(fā)動機懸置軟墊的設(shè)計主要目標是選取合適的剛度和阻尼，以減小絕對傳遞率，即傳到車架上的力與發(fā)動機產(chǎn)生的二次往復慣性力或傾覆力矩之比盡可能小。從振動理論可知，如果發(fā)動機懸置軟墊足夠軟，則除共振頻率附近外，發(fā)動機只向車架結(jié)構(gòu)傳遞很小的力。但是懸置軟墊如果非常軟，產(chǎn)生的效果是發(fā)動機產(chǎn)生很大的靜位移和振幅，同時只有在高于√2倍發(fā)動機共振頻率才有隔振效果。因此，對于怠速下的振動隔離，可以考慮限制發(fā)動機產(chǎn)生最大的靜位移和振幅條件下，減小發(fā)動機懸置的剛度。

對于本優(yōu)化來說，其宗旨也是在動力總成的分配布置以及懸置軟墊的剛度上著手。通過對樣車的使用環(huán)境及載荷情況考量，綜合6點懸置與5點懸置的優(yōu)劣，最終選取比較合理且能滿足車輛正常載重的懸置布置方案。同時在做模態(tài)數(shù)據(jù)分析時，發(fā)現(xiàn)懸置軟墊的剛度值均偏大，造成解耦率比較差，因此，優(yōu)化的重心就是將發(fā)動機的懸置軟墊剛度重新調(diào)整匹配。

事實證明，經(jīng)過懸置優(yōu)化布置以及合理調(diào)整懸置軟墊剛度后，實車檢測，測試點的振動加速度得到明顯降低，目測駕駛室座椅以及后視鏡，均無主觀感覺上的明顯振動。

結(jié)語

對輕型載重貨車來說，駕駛室振動的原因是由于動力總成懸置系統(tǒng)對發(fā)動機橫向振動衰減不夠引起的。應(yīng)用傳遞路徑分析方法進行分析、優(yōu)化懸置設(shè)計可有效降低整車振動，且成本變差不大，同時應(yīng)當采取有效的措施控制懸置軟墊的邵氏硬度以及控制發(fā)動機怠速范圍，將是行之有效的減輕駕駛室怠速振動的措施。