廖美穎，上官文斌

(1.吉林大學(xué)汽車動(dòng)態(tài)模擬國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，長春 130025；2.廣州汽車集團(tuán)股份有限公司汽車工程研究院，廣州510640；3.華南理工大學(xué)機(jī)械與汽車工程學(xué)院，廣州510641)

駕駛室的振動(dòng)是影響整車動(dòng)態(tài)特性與駕駛舒適性的一個(gè)重要指標(biāo)。對(duì)于輕卡而言，整車的舒適性主要針對(duì)駕駛室而言的。在駐車狀態(tài)下，某輕卡樣車發(fā)動(dòng)機(jī)升速至2 500 r/min附近時(shí)，人體主觀感覺該樣車駕駛室有明顯的振動(dòng)現(xiàn)象。由于這種振動(dòng)發(fā)生在常用車速范圍內(nèi)，因此必須加以控制。引起駕駛室振動(dòng)的因素是多方面的，如何找出振動(dòng)的原因是一個(gè)較為復(fù)雜的問題。

1 輕卡的動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)

汽車發(fā)動(dòng)機(jī)大都通過彈性支承安裝在車架上，這種彈性支承又稱為懸置。動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)[1，2]是指連接汽車動(dòng)力總成(包括發(fā)動(dòng)機(jī)、離合器、變速器等)與車架間的一切彈性支撐的總和。

該輕卡樣車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)采用三點(diǎn)支撐，即2個(gè)前懸置（分別稱左前懸置、右前懸置）和1個(gè)后懸置。圖1是該樣車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的布置位置示意圖，其中每一個(gè)懸置包括上下兩支架和橡膠軟墊。并稱與發(fā)動(dòng)機(jī)相連的上支架為主動(dòng)端支架，與副車架相連的下支架為被動(dòng)端支架。

對(duì)于機(jī)械系統(tǒng)采取隔振措施，都有一個(gè)如何評(píng)價(jià)隔振效果的問題。通常是將采取隔振措施前后結(jié)構(gòu)的某個(gè)振動(dòng)量做比較，以此評(píng)價(jià)隔振效果。測(cè)量動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的隔振效果時(shí)，通常選擇懸置安裝點(diǎn)和車內(nèi)座椅滑槽附近的振動(dòng)量為評(píng)估對(duì)象。理論上認(rèn)為，以總的穩(wěn)態(tài)振動(dòng)能量或表面平均振動(dòng)能量密度來評(píng)價(jià)一個(gè)結(jié)構(gòu)體的振動(dòng)是最為合適的。故文中的振動(dòng)量均選擇測(cè)點(diǎn)的平均振動(dòng)能量。

圖1 動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的布置位置Fig.1 Powertrain mounting systemlayout

車內(nèi)座椅滑槽附近的振動(dòng)量是通過其測(cè)點(diǎn)的加速度均方根值來評(píng)估，而懸置安裝點(diǎn)處是通過隔振量來評(píng)估。隔振量[3]是指發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)經(jīng)過懸置傳遞到車身后振動(dòng)能量衰減的大小。振動(dòng)能量衰減越大，則隔振量越大，即說明懸置的隔振效果越好。但振動(dòng)能量在實(shí)際中無法直接測(cè)到。由于加速度傳感器靈敏度高、頻率范圍寬、線性動(dòng)態(tài)范圍大、被測(cè)信號(hào)較強(qiáng)等優(yōu)點(diǎn)，因此加速度被廣泛作為直接測(cè)量對(duì)象。并且，在某種假設(shè)下，經(jīng)測(cè)量得到的加速度均方值正比于平均振動(dòng)能量密度[4]。因此，通常直接測(cè)量懸置支架主動(dòng)端和被動(dòng)端的加速度來求出隔振量。其中，隔振量與加速度的關(guān)系為[4]

其中n為測(cè)點(diǎn)的采樣點(diǎn)數(shù)，aai為主動(dòng)端采樣加速度值，api為被動(dòng)端采樣加速度值。aa為主動(dòng)端加速度均方根值，ap被動(dòng)端加速度均方根值。TdB表示隔振量，單位為分貝(dB)。

當(dāng)TdB＞0時(shí),表示主動(dòng)端振動(dòng)能量大于被動(dòng)端振動(dòng)能量，即懸置對(duì)傳遞到車身的振動(dòng)有衰減。TdB值越大，表示懸置的隔振效果越明顯。一般來講，商用車隔振量TdB大于13.9 dB，則認(rèn)為其懸置系統(tǒng)具有良好的隔振效果[5]。

2 輕卡振動(dòng)的傳遞路徑分析

傳遞路徑分析法[6，7]（Transfer Path Analysis，TPA）是一種基于試驗(yàn)的振動(dòng)與噪聲分析方法，可解決激勵(lì)源―路徑―響應(yīng)的振動(dòng)噪聲問題。該方法是一種通過分析主要振動(dòng)的來源，以便于進(jìn)行系統(tǒng)有的放矢改進(jìn)設(shè)計(jì)的方法。因此，對(duì)改善汽車NVH性能更具有針對(duì)性。

就該輕卡樣車而言，駕駛室的激勵(lì)源主要有路面激勵(lì)和發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)。由于樣車是處于駐車狀態(tài)，因此其主要的激勵(lì)源來自發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)。圖2為發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)下的傳遞路徑示意圖。若要降低發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)對(duì)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(dá)到減振與隔振的目的。因此，須首先從發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)源開始，對(duì)該樣車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的隔振效果進(jìn)行測(cè)試。

圖2 發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)源下傳遞路徑圖Fig.2 The TPA of the engine excitation

3 摸底測(cè)試及結(jié)果分析

3.1 摸底測(cè)試

對(duì)于該輕卡樣車，為了初步評(píng)估該樣車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的隔振效果是否在要求范圍內(nèi)，須對(duì)樣車作摸底測(cè)試。即通過測(cè)試該樣車動(dòng)力總成懸置的隔振量以及車內(nèi)測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)量，進(jìn)而評(píng)估動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的隔振效果。

3.1.1 測(cè)試儀器

測(cè)試儀器主要有7個(gè)三向加速度傳感器（分別標(biāo)記為1－7號(hào)加速度傳感器）、轉(zhuǎn)速表和BBM振動(dòng)噪聲數(shù)據(jù)采集儀及配套的分析軟件。

3.1.2 測(cè)試工況

試驗(yàn)工況的定義和選擇在整個(gè)試驗(yàn)中有著相當(dāng)重要的地位。試驗(yàn)工況的選擇要能夠反映出動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)在正常的駕駛工況中的隔振效果。其中，怠速工況是常見的駕駛工況，此工況下人體對(duì)車內(nèi)的振動(dòng)噪聲最為敏感。升降速工況主要體現(xiàn)駕駛車輛時(shí)的加速和減速，此工況的測(cè)試可以反映出動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)在發(fā)動(dòng)機(jī)大扭矩輸出下的各項(xiàng)性能。而原地升速工況是在整車不能外出試驗(yàn)又沒有轉(zhuǎn)鼓試驗(yàn)臺(tái)時(shí)代替正常加速工況。摸底測(cè)試的測(cè)試工況主要是選擇怠速工況和原地升速工況這兩種工況。

3.1.3測(cè)試內(nèi)容

定義整車前后方向?yàn)榭v向，左右方向?yàn)闄M向，上下方向?yàn)榇瓜??；谝陨戏治觯诇y(cè)試的內(nèi)容為：1)在怠速和原地升速兩種工況下，利用BBM振動(dòng)噪聲數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)，分別采集各個(gè)懸置主動(dòng)端和被動(dòng)端以及駕駛室座椅滑槽的三向振動(dòng)加速度；2)將所采集的信號(hào)導(dǎo)入到配套的分析軟件，經(jīng)過FFT變換，將時(shí)域信號(hào)變換到頻域。其中，怠速工況下，分析帶寬為200 Hz，頻率分辨率為0.5 Hz。原地升速工況下，分析帶寬為1 000 Hz，頻率分辨率為1 Hz；。3)基于公式(1)，得出各測(cè)點(diǎn)（1～7號(hào)加速度傳感器對(duì)應(yīng)1～7號(hào)共7個(gè)測(cè)點(diǎn)）的加速度均方根值并求出各懸置的隔振量，其中7號(hào)測(cè)點(diǎn)的加速度均方根值即可表征車內(nèi)振動(dòng)量的大?。?)將懸置的隔振量和車內(nèi)測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)量繪制成圖表曲線，以便于分析。

3.2 測(cè)試結(jié)果分析

3.2.1 怠速時(shí)各懸置的隔振量

怠速工況下，各懸置隔振量如表1所示。由表1可知，該輕卡樣車各懸置的隔振量最小為13.3 dB，最大為21.2 dB，可以認(rèn)為懸置的隔振效果比較好，基本能夠滿足要求。

表1 怠速工況下各懸置隔振量Tab.1 The isolation value of the mount in the idle condition

3.2.2 怠速時(shí)車內(nèi)測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)量

怠速工況下，車內(nèi)測(cè)點(diǎn)振動(dòng)加速度均方根值在5～200 Hz的總和如表2所示。對(duì)于車內(nèi)測(cè)點(diǎn)，一般要求各向振動(dòng)加速度值均方根總和不要超過0.4 m/s2。由表2可以看出，各向加速度均方根總和的最大值為0.194 m/s2，故怠速時(shí)車內(nèi)的振動(dòng)滿足要求。

表2 怠速工況下車內(nèi)測(cè)點(diǎn)的加速度均方根值Tab.2 The RMS value of the measured point in the idle condition

3.2.3 原地升速時(shí)車內(nèi)測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)量

圖3 給出了原地升速工況下，隨著發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的升高，車內(nèi)測(cè)點(diǎn)在整車各方向的振動(dòng)量變化曲線。對(duì)于車內(nèi)測(cè)點(diǎn)，原地升速工況下關(guān)注的是振動(dòng)量與轉(zhuǎn)速跟蹤曲線是否有異常的波動(dòng)。由圖可見：在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速升速至2 500 r/min附近，駕駛室橫向振動(dòng)加速度明顯增大，達(dá)到了0.8 m/s2，此時(shí)人體感覺駕駛室振動(dòng)明顯。而縱向和垂向的振動(dòng)加速度變化不大，均在0.2 m/s2左右。

圖3 車內(nèi)測(cè)點(diǎn)各向振動(dòng)量與轉(zhuǎn)速跟蹤曲線.Fig.3 The track curve of vibration to speed of the measured point

3.2.4 原地升速時(shí)各懸置的隔振量

原地升速工況時(shí)，各懸置縱向、橫向和垂向的隔振量見圖4。由圖可知：經(jīng)過動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)后，發(fā)動(dòng)機(jī)傳遞到副車架上的振動(dòng)均得到一定程度的衰減。其中，各懸置的垂向振動(dòng)衰減明顯，縱向振動(dòng)衰減尚可，橫向振動(dòng)衰減不足。

在垂向方向上，左前懸置和右前懸置隔振量在18 dB附近微幅波動(dòng)，后懸置隔振量在12 dB附近微幅波動(dòng)。在縱向方向上，左前懸置的隔振量在12 dB左右，右前懸置和后懸置的隔振量均在16 dB左右。而在橫向方向上，后懸置的隔振量不足6 dB；左前懸置的隔振量隨轉(zhuǎn)速波動(dòng)較大，并且在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速在2 000～2 500 r/min之間時(shí)，左前懸置基本上沒有隔振效果(隔振量為0)；右前懸置在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速升速至2 500 r/min之前，隔振量均不足6 dB，隔振效果均不理想。

3.2.5 駕駛室振動(dòng)的初步診斷

由以上分析可知，摸底測(cè)試的結(jié)果與人體主觀感覺吻合。通過振動(dòng)傳遞路徑分析和摸底測(cè)試，初步診斷出該輕卡樣車駕駛室振動(dòng)的原因是由于動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的橫向隔振不理想所致。即，在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為2 500 r/min左右時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)工作產(chǎn)生的不平衡力或力矩，經(jīng)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)幾乎全部傳遞至前副車架，進(jìn)而引起駕駛室的振動(dòng)。

圖4 各懸置隔振量Fig.4 The isolation value of the mount

4 振動(dòng)的解決方案和試驗(yàn)驗(yàn)證

4.1 振動(dòng)的解決方案

為了改善該輕卡動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的橫向隔振效果，最常見的方法是對(duì)其動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)進(jìn)行重新匹配和優(yōu)化設(shè)計(jì)，然后再裝車測(cè)試。若采用此種方法，可能需要改變懸置的結(jié)構(gòu)、懸置的安裝位置和懸置的安裝角度等，耗費(fèi)時(shí)間較長，花費(fèi)較大。在實(shí)際工程應(yīng)用中，受整車布置的限制，懸置的安裝位置一般是很難改變，而且由于理論與實(shí)際的差別，重新匹配設(shè)計(jì)好的懸置，裝車效果也不一定理想。

一般來說，懸置的靜剛度與橡膠材料的邵氏硬度有很大的聯(lián)系，邵氏硬度越大，懸置的靜剛度也就越大[8]。為避免常見方法的以上缺點(diǎn)，可在不改變懸置模具的情況下，通過改變懸置橡膠材料的邵氏硬度，達(dá)到快速改變懸置靜剛度的目的。經(jīng)了解，該樣車動(dòng)力總成的各懸置橡膠材料的邵氏硬度均為55度。根據(jù)圖5中各懸置的隔振量曲線及結(jié)果分析，可先準(zhǔn)備邵氏硬度分別為45度、50度和60度的懸置各一套，然后以不同的組合裝車調(diào)試。最終采取的方案是保持左前懸置和后懸置的邵氏硬度不變，將右前懸置的邵氏硬度改為50度。該樣車更換改進(jìn)后的動(dòng)力總成懸置，原駕駛室的振動(dòng)不再存在了。利用MTS 831測(cè)得改進(jìn)前后各懸置剛度值，結(jié)果見表3。

表3 改進(jìn)前后各懸置的各向剛度值(N/mm)Tab.3 The stiffness value of the mount

4.2 試驗(yàn)驗(yàn)證

按照3中所述測(cè)試方法與步驟，對(duì)更換懸置后的輕卡樣車進(jìn)行測(cè)試分析。

怠速工況下，各懸置主動(dòng)端和被動(dòng)端振動(dòng)加速度與隔振量如表1所示。由表可知，改進(jìn)后各懸置的隔振量最小為15.4 dB，最大為26.2 dB。該樣車更換懸置后，各懸置的隔振效果相對(duì)于改進(jìn)前有所改善。

怠速工況下，車內(nèi)測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)量如表2所示。由表可看出：改進(jìn)后各向加速度最大值為0.122 m/s2，滿足車內(nèi)振動(dòng)量要求，且相比改進(jìn)前加速度值有所降低。

原地升速工況下，車內(nèi)測(cè)點(diǎn)整車各方向的振動(dòng)量與轉(zhuǎn)速跟蹤曲線見圖5。由圖可見，駕駛室縱向和垂向的振動(dòng)加速度都在0.2 m/s2左右，與改進(jìn)前相比變化不大。橫向振動(dòng)加速度在0.4 m/s2左右，沒有出現(xiàn)明顯的波動(dòng)現(xiàn)象。與改進(jìn)前相比，振動(dòng)加速度有所降低，且在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速升速至2 500 r/min附近，人體感覺不到駕駛室明顯振動(dòng)。

原地升速工況時(shí)，各懸置縱向、橫向和垂向的隔振量見圖6。

圖5 車內(nèi)測(cè)點(diǎn)各向振動(dòng)量與轉(zhuǎn)速跟蹤曲線Fig.5 The track curve of vibration to speed of the measured point

由圖可看出，在垂直方向和縱向方向上，各懸置的隔振量與改進(jìn)前比較，變化不大。在橫向方向上，左前懸置在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速升速至1 800 r/min附近時(shí)，隔振效果不是很理想，在其它轉(zhuǎn)速下，隔振量在12 dB左右，相對(duì)改進(jìn)前有所改善。右前懸置的隔振量在8 dB左右，相對(duì)改進(jìn)前有明顯的改善。后懸置的隔振量達(dá)到了18 dB左右，相比改進(jìn)前有了大幅提升。導(dǎo)致最終的結(jié)果是：該樣車駕駛室橫向振動(dòng)有所減小，在發(fā)動(dòng)機(jī)升速過程中，駕駛室沒有出現(xiàn)明顯的振動(dòng)現(xiàn)象。

5 結(jié)語

（1）應(yīng)用傳遞路徑分析方法并對(duì)測(cè)試結(jié)果分析，初步判斷該輕卡樣車在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速升速至2 500 r/min，駕駛室振動(dòng)的原因是由于動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)橫向振動(dòng)衰減不夠引起的。

（2）在不改變懸置模具的情況下，通過改變懸置橡膠材料的邵氏硬度，有效控制了該輕卡樣車駕駛室的振動(dòng)。

[1]季曉剛，章應(yīng)雄，唐新蓬.汽車動(dòng)力總成懸置研究的發(fā)展[J].汽車科技，2004，1：4-6.

[2]關(guān)軍占，李俊.動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的隔振原理及其設(shè)計(jì)[J].中國高新技術(shù)企業(yè)，2010，21：16-17.

[3]劉付春，孫鎖柱，楊士欽.對(duì)某車型懸置系統(tǒng)振動(dòng)傳遞率分析[J].合肥工業(yè)大學(xué)學(xué)報(bào)，2007，30[S]：52-56.

[4]陳孝楨.加速度均方值與平均振動(dòng)能量密度的關(guān)系[J].噪聲與振動(dòng)控制，1990，6：7-10.

[5]龐健，諶剛，何華.汽車噪聲與振動(dòng)理論與應(yīng)用[M].北京：北京理工大學(xué)出版社，2006：77-87.

[6]戴英彪，李岳林，袁凱.汽車NVH傳遞路徑分析法探討[J].公路與汽運(yùn)，2010,2：4-7.

[7]龍巖，史文庫，梁天也，等.基于改進(jìn)傳遞路徑分析法的動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化與評(píng)價(jià)[J].汽車工程，2009，31(10)：951-962，985.

[8]牟傳文譯.防振橡膠及其應(yīng)用[M].北京：中國鐵道出版社，1982.