某三缸機車型蠕行工況整車抖動共振的分析與改善

中圖分類號：U467 文獻標識碼：A

0引言

隨著科學技術的發展和人們生活水平的提高，汽車的舒適性越來越受到人們的關注。而汽車的舒適性受NVH性能影響較大，因此各大整車廠商都已將汽車NVH性能作為一個重要的設計指標。動力總成懸置是動力總成振動向車身和駕駛室傳遞的首要路徑，對整車隔振起著至關重要的作用。本文從動力總成懸置著手研究優化方案，以期改善問題。

1背景介紹

某車型在實車試駕過程中被發現，該車型蠕行工況存在較大幅度的整車抖動共振，駕駛室振感明顯，不可接受。該車型搭載的動力總成為1.0T三缸增壓發動機和CVT無級變速器，該發動機無平衡軸。

進一步排查發現，在車輛定置狀態下，換P擋輕踩加速踏板，發動機轉速維持在1050r/min左右時，整車出現較大幅度的共振，與蠕行工況發動機轉速1000～2000r/min吻合。因此，初步判斷是由于動力總成振動引起的整車共振。

為分析該共振的根本原因，設置工況為P擋定置工況，在懸置主動端、懸置被動端、座椅導軌以及方向盤上布置振動加速度傳感器，使用LMS SCADASⅢ數采前端設備，采集各傳感器上的振動加速度數據。然后應用LMS Test.Lab振動噪聲分析系統，對數據進行處理分析，判斷問題的根本原因，尋求解決問題的方案。

2問題車測試及數據分析

2.1問題車客觀數據測試結果及數據分析

通過測試數據分析，座椅導軌Z向在1000～1200r/min有一個較大幅度的振動（圖1），與試駕問題一致。進一步分析得知，振動的主要階次為1階（圖2），同時分析得知，該轉速區間右懸置主動端同樣存在一個較大幅度的1階振動（圖3）。

2.2問題車共振頻率分析

根據客觀測試結果，確定問題車共振的根源在于動力總成，主要集中在發動機端，且振動階次為1階。該工況下只有發動機在運轉，其振動激勵主要為點火激勵。

發動機點火主要階次的激勵頻率，的計算公式如下：

式中n——發動機轉速

i——發動機缸數

τ——發動機沖程

該問題主要共振轉速集中在1050r/min，發動機為三缸四;中程發動機。三缸發動機的主要點火激勵階次為1.5階，計算可得，該問題下發動機點火1.5階激勵頻率為26.25 Hz。而問題發生的階次為1階，頻率為17.50 Hz。

2.3問題車共振的根本原因分析

在定置工況下，僅發動機點火激勵產生共振，判斷是由于動力總成懸置系統的剛體模態與動力總成點火激勵頻率耦合所致。應用Adams建立動力總成懸置系統多體動力學仿真模型，代入問題懸置的剛度參數進行分析，結果如下表1。

對問題車動力總成懸置系統的剛體模態進行測試（表2），與仿真分析結果基本一致。由此可以確定問題的根本原因為，動力總成懸置系統的剛體模態Ro_I方向頻率與動力總成1050r/min附近的點火激勵l階頻率耦合，導致整車共振。

3問題的優化改善

3.1問題的優化方案思考

通過以上對問題車實測和分析，明確問題的根本原因為動力總成懸置系統的剛體模態Roll方向頻率與動力總成1050r/min附近的點火激勵1階頻率耦合導致。

對于頻率耦合問題，通常采用避頻的策略進行改善。但是，對于該車存在的問題，若采用避頻的策略，會存在以下2個問題難以解決。

（1）往下避頻，即使動力總成懸置系統的剛體模態Roll方向頻率降低到16.00Hz以下，可以避免蠕行工況的頻率耦合。但是，Roll方向頻率在16.00 Hz以下時，會與發動機轉速為940r/min以下的點火激勵耦合。而該發動機的怠速轉速處于該區間，會導致怠速振動嚴重劣化，不可行。

（2）往上避頻，即使動力總成懸置系統的剛體模態Roll方向頻率提高到19.00Hz以上，可以避免蠕行工況的頻率耦合。但是，Roll方向頻率在19.00Hz以上時，會與發動機轉速為1200r/min以上的點火激勵耦合。而該發動機的冷車熱機轉速處于該區間，會導致冷車熱機過程的振動嚴重劣化，不可行。

因此，對該車存在問題，考慮采用抑制共振的策略進行改善。

3.2問題的優化的理論依據

根據動力總成懸置系統的隔振原理，不同阻尼系數下的頻率比與振動傳遞率的關系式公式為：

式中T_A——振動傳遞率

λ——頻率比

C——阻尼比

由此可得到以下結論。

3.3問題的實物驗證

對于普通橡膠懸置而言，其阻尼直接由橡膠材料決定。常規的橡膠材料阻尼基本在2～4，很難通過調整橡膠材料在實現較大的阻尼。而該系統中，為獲得較好的車輛平順性，右懸置設計為液壓懸置，故考慮優化液壓懸置的液壓特性，使其既具有較好的整車平順性，又能改善該蠕行共振問題。

車輛平順性主要體現在整車過顛簸路工況，動力總成上的振幅PP（峰峰值）在1.00 mm以上，頻率在11.00 Hz左右。故要求液壓懸置在此振幅與頻率下應具有大阻尼的特性，該特性在初始設計中已實現。

而蠕行共振問題的動力總成振幅與顛簸路工況的振幅并不一致，其頻率為17.50 Hz。對問題車采集的右懸置主動端振動加速度進行二次積分，得到右懸置主動端的振動位移曲線如圖4所示，可知該問題工況的共振振幅PP約為0.12 mm。

對右懸置的阻尼角進行改制調試，分別制作PP為0.10 mm振幅下，17.50Hz時不同阻尼角的樣件，裝車進行主觀評價和客觀測試。客觀測試結果如圖5所示，主觀評價結果見下表3。

由客觀測試結果和主觀評價結果可知，在阻尼角大于6°時，共振有明顯改善;在阻尼角大于8°時，共振問題已可接受。

4結束語

本文通過對問題點的實測和解析，初步判斷出問題的根本原因，然后運用Adams多體動力學仿真手段對問題的根本原因進行確定，并根據動力總成懸置系統的隔振原理優化液壓懸置特性進行實車驗證。結果表面，優化方案解決了該車型蠕行工況整車共振問題，相比優化前取得了明顯的改善效果。也進一步表明，當出現共振問題無法避頻時，采取提高共振系統阻尼的措施同樣能取得良好的效果。

作者簡介：

馬艷恒，本科，工程師，研究方向為懸置系統集成設計。