基于整車控制參數同步采集的車輛異響分析

徐 猛 趙 帥 袁細祥 李 建 石計紅 曲秀蘭

(北京汽車研究總院有限公司 北京 101300)

0 引言

隨著我國汽車工業水平的不斷發展，客戶對汽車的要求越來越多元化，對動力性、經濟性、操縱性、舒適性等方面要求也越來越高，相應的車輛控制系統也越來越精細復雜。隨著整車控制參數不斷增加，車輛控制參數對于車輛異響的影響逐漸增多，也帶來更大的挑戰。尤其車輛某些異響問題，其特征頻率往往不存在階次或者共振帶等頻率特征，難以直接通過頻率特征進行直接分析，一般主要依靠工程經驗和猜測驗證等主觀的方式進行排查。

張軍等[1]通過經驗判斷，推測異響與電驅動系統具備關聯性，結合傳統振動與噪聲測試分析的方式，排查異響，但異響分析過程主要依賴經驗判斷，缺少數據支撐。羅涌泉[2]通過主觀分析、沖擊痕跡識別和反復拆裝試驗對比排查異響，但反復拆裝對比試驗的方法，驗證過程復雜。趙亮亮等[3]基于“猜想-理論研究-試驗驗證”的排查方法，首先通過經驗猜想異響為變速器齒輪敲擊導致，然后根據理論分析異響可能產生的原因，最后通過扭振分析等測試分析手段驗證猜想，但該方法僅適用于系統相對簡單、排查方向明確的異響問題。梁阿南等[4]基于主觀評價初步判斷異響源為轉向系統，通過截取異響時域波形，根據不同位置振動傳感器采集的振動量級大小進行數據對比，判斷故障原因，但未考慮系統固有頻率共振放大振動幅值情況。陳達亮等[5]采取試驗和主觀評價相結合的研究方式，分析并確認其傳動系扭振特性匹配不當與變速器齒輪敲擊異響間的較強相關性，但此方法僅適用于傳統NVH測試分析中能得到明顯特征的異響。Zhang等[6]結合頻域統計和能量譜密度，識別故障軸承核心頻帶，最終完成聲源定位，但也僅適用于異響階次特征明顯的問題。總之，目前各專家學者主要是通過經驗判斷、結合傳統噪聲、振動等測試手段識別和分析異響，但該方法對控制策略造成的整車異響并不適用，需要從控制策略入手，正向分析整車異響問題。

本文介紹了一種可以實現車輛控制參數與車輛NVH 數據同步采集的方法，通過數據轉化與同時域分析，對車輛異響問題進行有效剖析，快速鎖定車輛異響問題與關鍵控制參數的關系，通過關鍵控制參數的線索逐級排查，最終確定問題產生原因，對車輛異響問題實現有效控制。

1 車輛控制參數與NVH同步采集方法

車輛控制參數與NVH 同步采集是一種將整車內部的控制參數，通過數據與協議的雙重轉換，轉換為可以被NVH 前端采集的格式，并與NVH 數據同步采集分析的方法。傳統的NVH 分析方法只能讀取車輛控制參數中的部分CAN 協議數據，隨著車輛控制參數越來越復雜，僅使用部分CAN 協議數據難以實現對于車輛NVH問題的有效識別。

整車控制參數與NVH 同步采集原理如圖1 所示。整車控制參數一般采用CCP、XCP、KWP、J1939、CAN 等通訊協議，而NVH 分析軟件只能讀取CAN協議格式下的數據，需要完成數據與協議的雙重轉換，才能將車輛內部大量不同協議的控制參數通過CAN協議數據導入NVH分析軟件。數據和協議的雙重轉換主要指把CCP/XCP/KWP/J1939等協議數據全部轉換為CAN 協議的數據。NVH 數據包括噪聲、振動、扭振等，通過傳聲器、加速度傳感器和轉速傳感器等設備，生成電壓模擬量信號，與轉換后的CAN 協議的數據一起導入NVH 分析軟件，如圖2 所示，最終實現車輛控制參數和NVH數據的同步采集。

圖1 控制參數與NVH 同步采集架構圖Fig.1 Control parameters and NVH synchronization acquisition architecture diagram

圖2 整車控制參數數據流Fig.2 Data flow of vehicle control parameters

整車控制參數同步采集包括控制參數采集和NVH 數據采集兩部分。實際工程應用中，控制參數采集可使用德國IP-TRONIK 公司的Fleetlog2 模塊完成協議和數據的雙重轉換，轉換后數據導入西門子的NVH 數采前端SCADAS-Mobile 中，數據流如圖2所示，轉換過程主要包括A2L和DBC協議及數據的轉換，A2L 協議可以讀取發動機所有的內部標定參數，數量約為10 多萬個，根據實際需求選取關聯參數即可，DBC協議數據包括整車及變速器控制參數等，數量約為100 個，選擇常用參數即可(轉速、扭矩、擋位、車速等)。參數的選擇需要對車輛控制有基本的了解，逐級排查，最終確定異響問題的有關參數。

2 案例分析

2.1 案例一 底盤沖擊異響

2.1.1 問題介紹

某處于開發階段的縱置四驅車型，在車速40～50 km/h 工況下，松油門后再次急踩油門加速時，車身底盤發出瞬間沖擊異響聲，主觀評價聲音來源于車輛底盤前部，據聲音來源懷疑懸置橡膠墊被壓縮后造成的動力總成、排氣系統等金屬件之間的碰撞[7]。

2.1.2 NVH 測試與分析

針對該異響問題，首先進行關鍵零部件的NVH測試。分別采集變速器殼體振動、分動器振動、車架懸置振動和駕駛員右耳噪聲，傳感器布置如圖3 所示，使用西門子SCADAS-Mobile 數據采集前端和LMS.Test.lab軟件的Signature模塊進行測試，設置振動數據分析帶寬為1024 Hz，噪聲數據分析帶寬為25600 Hz，頻率分辨率均為1 Hz，跟蹤模式為時間跟蹤，時間分辨率為0.1 s。

圖3 整車NVH 測試傳感器布置Fig.3 NVH test sensor layout of the vehicle

待車輛充分熱車后(水溫達到90?C)，在平整瀝青路面上，車輛加速至40～50 km/h后，松油門后急踩油門產生沖擊異響，異響共測試3組，保證測試數據一致性。

異響噪聲的頻譜分析如圖4 所示，沖擊異響頻譜表現為寬頻特征，無明顯的頻率特征(常見為階次或者共振特征)，難以通過頻譜確定問題所在，傳統核心頻率追蹤方法[8?9]不適用。

圖4 駕駛室噪聲頻譜Fig.4 Noise spectrum of cab

NVH 數據時域分析如圖5 所示，通過聲學回放可以確定，在9.35 s 附近車內出現沖擊異響，而此時刻，懸置、變速箱和分動器殼體等位置均未出現撞擊造成的振動信號突變，嘗試其他多個位置也未發現振動突變，傳統的NVH 測試分析手段難以進一步排查。

圖5 異響聲與底盤振動信號對比分析Fig.5 Comparative analysis of abnormal sound and chassis vibration signals

2.1.3 整車控制參數同步分析

采用車輛控制參數的同步采集方法，同步采集車輛的NVH 數據和控制參數數據，其中針對異響問題的參數選取如圖6 所示，其中包括整車/發動機關鍵控制參數和振動噪聲數據，如噪聲信號、振動信號、車速、轉速、輸出扭矩、各缸點火角、噴油量、進氣流量和空燃比、加速踏板行程等，部分控制參數及其意義說明如表1所示。

表1 部分控制參數及其意義說明Table 1 Partial control parameters and their meanings

圖6 同步采集數據Fig.6 Synchronous acquisition data

綜合多個控制參數分析，并結合NVH 聲學回放，異響發生的時刻，駕駛員需求扭矩和發動機輸出扭矩都出現異常突變，如圖7所示，而扭矩無異常工況則無異響，因此可以判斷該沖擊異響與扭矩突變有強相關性，其中紅色曲線為發動機的需求扭矩曲線，綠色曲線為發動機的實際扭矩曲線。

圖7 整車控制參數相關性分析(優化前)Fig.7 Correlation analysis of vehicle control parameters(before optimization)

根據發動機扭矩策略可知，扭矩波動主要來源于發動機控制單元(ECU)，它能夠控制發動機的扭矩輸出。而發動機的扭矩突變是由控制策略決定的，進一步分析其原因是發動機的斷缸策略[10?11]被激活。斷缸策略是一種可以讓多缸內燃機中某幾個氣缸中斷噴油的技術，在一定程度上節省燃油。基于斷缸策略，發動機收油時，缸內停止噴油，輸出扭矩下降，此時急踩油門，出現扭矩急劇輸出，引起了排氣歧管內的氣流壓力突變，造成排氣管路發生沖擊異響，表現為車輛底盤沖擊異響。同時，噴油的關鍵參數FPW 也由零產生了突變(零代表閉缸策略激活)，進一步驗證了猜測。

2.1.4 整車控制參數同步分析

通過優化控制策略，調整斷缸策略響應時間，即在40～50 km/h工況下，松油門后再次急踩油門加速，斷缸策略不被激活，扭矩無突變，排氣管內亦無氣流壓力突變，沖擊異響消失。扭矩和聲壓數據如圖8 所示，其中藍色曲線為發動機噪聲值，紅色曲線為發動機的需求扭矩曲線，綠色曲線為發動機的實際扭矩曲線。可知需求和實際輸出扭矩均無突變，聲壓級亦無突變。需指出，采用異響控制策略后，燃油經濟性理論上將降低，但考慮油門急收后立即急踩工況在綜合油耗中占比較小，而底盤沖擊異響對駕駛員的影響又較大，因此最終仍選用此方案。實際工程項目中不能僅僅考慮NVH性能，必須與其他性能進行綜合考慮和平衡。

圖8 整車控制參數相關性分析(優化后)Fig.8 Correlation analysis of vehicle control parameters(after optimization)

2.2 案例二 渦輪氣流異響

2.2.1 問題介紹

某處于開發階段的縱置四驅車型，在全油門加速工況，出現明顯嘶嘶聲，其中3 擋急加速最明顯，主觀評價為氣流異響，據聲音來源懷疑進氣系統，如增壓器、進氣管路和空濾等內部空氣摩擦導致。

2.2.2 NVH 測試與分析

針對該異響問題，首先進行關鍵零部件的NVH測試。分別采集增壓器中間體振動、增壓器近場噪聲和駕駛員右耳噪聲，傳感器布置如圖9 所示，使用西門子SCADAS-Mobile 數據采集前端和LMS.Test.lab軟件的Signature模塊進行測試，設置振動數據分析帶寬為1024 Hz，噪聲數據分析帶寬為25600 Hz，頻率分辨率均為1 Hz，跟蹤模式為時間跟蹤，時間分辨率為0.1 s。

圖9 整車NVH 測試傳感器布置圖Fig.9 NVH test sensor layout of the vehicle

待車輛充分熱車后(水溫達到90?C)，在平整瀝青路面上，測試3 擋急加速工況，發動機轉速由1000 r/min 升高到4000 r/min，異響共測試3組，保證測試數據一致性。

通過聲學回放方法，確定嘶嘶異響聲主要頻率范圍為5000～8000 Hz，異響噪聲的頻譜分析如圖10 所示，由于發動機艙內噪聲源較多，嘶嘶異響聲幅值并不突出，傳統NVH 分析手段無法通過客觀數據明確嘶嘶聲異響。

圖10 增壓器近場噪聲頻譜Fig.10 Near-field noise spectrum of supercharger

2.2.3 整車控制參數同步分析

通過控制參數與NVH 數據同時采集，可得到增壓器多個關鍵參數，具體如表2所示，包括進氣流量Airflow、渦輪進口壓力Pk 和渦輪出口壓力Po。分析異響發生時刻不同壓比下的渦輪增壓器進氣流量，可得到增壓器的實際工作曲線，其中，壓比等于增壓器壓氣機出口處的壓力Pk 與壓氣機進口處的壓力Po之比值。

表2 增壓器控制參數及其意義說明Table 2 Supercharger control parameters and their meanings

增壓器的實際工作曲線如圖11 所示，問題工況下渦輪增壓器實際工作壓縮比與喘振線兩者距離較近，渦輪增壓器處于輕喘振區域附近。結合聲學回放主觀評價，確認該異響為渦輪增壓器Hiss噪聲。

圖11 增壓器喘振線與實際壓縮比Fig.11 Surge line and actual compression ratio of supercharger

Hiss 噪聲是增壓器噪聲中常見的種類之一，主要是在發動機低轉速加速時，因增壓器轉速在較短的時間內快速上升所引起的一種噪聲。其產生機理是，壓氣機葉片氣體分離產生的紊流噪聲，為一種輕度喘振現象，發動機對低速大扭矩的追求，使增壓器運行曲線進入輕度喘振區域，此時進氣流速較小，壓氣機葉片根部發生氣體分離，產生紊流噪聲[12?13]，產生機理如圖12所示，增壓器運行曲線進入輕度喘振區域時，發生輕度喘振，產生Hiss噪聲。

圖12 增壓器特性示意圖Fig.12 Schematic diagram of supercharger characteristics

2.2.4 優化驗證

對于異響的控制方法是優化標定控制策略，使渦輪增壓器實際工作曲線遠離增壓器輕喘振區，從而嘶嘶異響聲消失。而實際中，考慮優化策略對發動機低速扭矩的影響，通過制定不同程度的優化策略，通過主觀評價方式評價其對動力性的影響，最終選出合適的優化策略，即實現了不過多影響動力性的前提下，使嘶嘶異響聲達到了主觀可接受的程度。

2.3 案例三 整車換擋抖動

2.3.1 問題介紹

某搭載AT 變速器的自動擋車輛，加速行駛過程中，4 擋升5 擋工況出現整車抖動，主觀感受座椅振動明顯。整車抖動與發動機轉速強相關，在發動機轉速1600 r/min 出現，持續到1800 r/min 以上抖動消失。

2.3.2 NVH 測試與分析

針對該抖動問題，進行整車加速工況振動測試，分別在發動機罩蓋和司機座椅導軌上布置三向加速度傳感器，如圖13 所示，經測試得到發動機振動和座椅振動頻譜圖如圖14所示。

圖13 三向加速度傳感器布置Fig.13 Layout of three-way acceleration sensor

圖14 發動機、座椅振動頻譜圖Fig.14 Spectrum of engine and seat vibration

針對圖14中發動機、座椅振動頻譜分析如下：

(1) 從座椅振動頻頻譜分析可知，振動最明顯的工況為發動機轉速1700～1800 r/min，振動峰值主要集中在0.5階附近；

(2) 從發動機振動頻譜分析可知，在發動機轉速1740～1780 r/min范圍內，也存在異常的0.5階振動峰值。

2.3.3 整車控制參數同步測試與分析

為進一步分析問題，需要整車控制參數與振動數據(綠色曲線)同步采集，其中包括發動機飛輪轉速(紅色曲線)、變速器輸入軸轉速(藍色曲線)和鎖止離合器指示位(粉色曲線)，測試數據如15 所示，其中鎖止指示位為1 表示鎖止離合器處于滑摩狀態，鎖止離合器為2表示鎖止離合器處于鎖止狀態。

由圖15 可知，在整車加速行駛過程中，變速器由4 擋提升至5 擋，發動機轉速在1600 r/min 左右，液力變矩器中的鎖止離合器處于滑摩狀態，并在1700 r/min 左右進入完全鎖止狀態，同時整車出現明顯抖動現象。

圖15 振動數據與整車控制參數同步測試(優化前)Fig.15 Synchronous test of vibration data and vehicle control parameterss(before optimization)

鎖止離合器是AT 變速器中液力變矩器的重要組成部分，其作用是當車輛超過一定速度時，通過自動變速箱控制單元(TCU)發出信號，控制電磁閥將鎖止離合器鎖止，保證變速器輸入、輸出軸形成剛性連接，提高扭矩傳遞效率。同時，鎖止離合器鎖止后，液力變矩器的減振性能明顯減弱，發動機的激勵會直接通過鎖止離合器傳遞至變速器[14]。

綜合測試數據分析可知，整車抖動的主要原因為：加速過程中，由4 擋升5 擋后，變速器中的鎖止離合器鎖止，發動機激勵直接傳遞至變速器，尤其是發動機轉速在1700～1800 r/min 范圍時，其異常的0.5階激勵經由變速器傳遞至車身，導致整車抖動。

2.3.4 優化措施及效果驗證

為避開發動機存在0.5 階異常振動的轉速區間(1700～1800 r/min)，將鎖止離合器的鎖止點由1600 r/min 提升至2000 r/min，優化后的振動與整車控制參數測試數據如圖16 所示，鎖止點提高到2000 r/min 后，在鎖止之前發動機傳遞到變速器輸入軸的激勵被大幅衰減，整車無明顯抖動。需指出，提高鎖止轉速后，變速器效率及車輛的燃油經濟性理論上會降低，實際項目中采用不同鎖止轉速的油耗和NVH 性能綜合平衡的方式，最終選取2000 r/min 作為鎖止轉速，犧牲一定的變速器效率的前提下實現了整車抖動的有效控制。

圖16 振動數據與整車控制參數同步測試(優化后)Fig.16 Synchronous test of vibration data and vehicle control parameters(after optimization)

3 結論

(1) 對于某些整車異響問題，由于其頻率不存在階次或者共振帶等頻率特征，使用常規NVH 手段很難排查，目前多采用經驗判斷的方式。使用整車控制參數與NVH 數據同步采集的方法，通過同時域采集與相關性分析，能夠快速準確判斷故障原因。

(2) 控制參數同步采集是將整車的多種協議的控制參數(例如CCP、XCP、KWP、J1939 等協議)，轉換為可分析的CAN 協議數據，并與NVH 測試數據同步采集分析的方法。

(3) 通過3 個實際工程案例驗證了異響識別的有效性。通過分析發動機扭矩突變，確定斷缸策略導致底盤沖擊異響，調整斷缸策略相應時間，異響消失；通過渦輪實際工作壓縮比與喘振線對比，確認渦輪Hiss 異響，優化控制策略消除異響；通過離合器鎖止點與整車振動的同步分析，提升鎖止轉速，消除了換擋抖動，但需要重點指出，控制NVH 性能往往會對燃油經濟性、動力性等產生不利影響，實際項目開發中需要綜合分析和平衡。總之，控制參數同步采集方法解決工程實際異響問題，為整車異響問題排查和控制提供了新的方法和思路。