劉鵬 金善玉 趙敬 閆海濤

（中國第一汽車股份有限公司天津技術開發(fā)分公司）

由于小排量渦輪增壓三缸發(fā)動機在體積、質量，以及動力性、燃油經(jīng)濟性和排放方面的優(yōu)勢日益凸顯，其在中、低級別和PHEV 車型上的應用愈加廣泛。近年來，國內外各大主機廠商在市場上不斷推出應用小排量三缸增壓發(fā)動機的車型，以應對越來越嚴苛的法規(guī)要求。但是，相比傳統(tǒng)的直列四缸發(fā)動機，三缸發(fā)動機在結構上存在先天的不平衡特性，具有燃燒力矩大以及發(fā)動機轉速波動大的特點，特別是在缸內直噴、渦輪增壓等新技術以及低成本壓力的驅動下，動力總成自身的NVH 開發(fā)遇到極大的挑戰(zhàn)[1]。這也使得在整車NVH 性能的集成開發(fā)中，需要制定更加科學合理的各系統(tǒng)間的NVH 平衡策略，以保證搭載三缸發(fā)動機車輛的NVH 表現(xiàn)能夠被用戶接受和認可。文章主要針對某搭載三缸增壓發(fā)動機自主乘用車的轉向盤振動問題進行研究，并制定了解決方案。

1 三缸發(fā)動機的振動特性

1.1 1階不平衡往復慣性力矩激勵

四缸發(fā)動機和三缸發(fā)動機的結構對比，如圖1所示。根據(jù)直列三缸發(fā)動機的結構特性[2]，各曲軸間隔120°，因而沿各氣缸方向運動的往復質量系統(tǒng)慣性力之和達到自平衡；而第1 缸和第3 缸往復慣性力產生的以第2 缸中心為參考點的力矩之和不平衡；相比其他階次，1 階不平衡往復慣性力矩能量占主導，激勵方向為繞整車坐標系X 向。

圖1 四缸發(fā)動機與三缸發(fā)動機的結構對比

1.2 1.5階燃燒激勵

發(fā)動機運行時，各氣缸相繼點火推動曲軸旋轉產生扭矩，各缸扭矩相互疊加并不斷對外輸出恒定扭矩克服各種負載。根據(jù)內燃機的燃燒特性，燃燒扭矩波動存在諧頻特性，三缸發(fā)動機的主激勵為1.5 階，方向為繞曲軸方向旋轉，即整車坐標系Y 向。

2 三缸發(fā)動機的振動控制策略

目前對三缸發(fā)動機振動問題的主流控制策略有4 個方面：1）平衡軸、曲軸平衡塊對應策略，平衡1 階不平衡往復慣性力矩激勵[3]；2）懸置對應策略；3）整車結構對應策略；4）發(fā)動機電子控制對應策略。

3 某車型轉向盤振動問題介紹

某新開發(fā)的搭載三缸發(fā)動機的小型家用轎車在主觀評價時，發(fā)現(xiàn)加速工況下存在轉向盤振動過大的問題。轉向盤在發(fā)動機轉速下的振動曲線，如圖2所示，轉向盤X 向振動較大，在1 460～1 650 r/min 的轉速下，振動響應存在明顯峰值。該車型是基于傳統(tǒng)四缸、橫置前驅架構更換動力總成，傳統(tǒng)四缸車型不存在此問題，常用轉速下振動性能表現(xiàn)良好。

圖2 轉向盤振動曲線對比圖

對上述問題進行進一步排查。圖3 示出轉向盤X向振動瀑布圖。圖4 示出轉向系統(tǒng)模態(tài)測試結果。

圖3 轉向盤X 向振動瀑布圖

圖4 轉向系統(tǒng)模態(tài)測試結果截圖

從圖3 可以發(fā)現(xiàn)，發(fā)動機激勵存在明顯的階次特性，1 階和1.5 階激勵非常劇烈，表現(xiàn)為典型的三缸發(fā)動機激勵特性。同時在35 Hz 附近，存在明顯共振帶，通過模態(tài)測試，轉向系統(tǒng)在33～35 Hz 范圍內有兩階模態(tài)，該頻率范圍恰好對應問題轉速的1.5 階激勵。

4 轉向盤振動問題整改思路

通過測試數(shù)據(jù)可以確定，此車型加速工況下轉向盤振動過大問題是由于特定轉速下，三缸發(fā)動機1.5 階激勵與轉向系統(tǒng)模態(tài)共振導致。振動激勵大是三缸發(fā)動機的共性問題。對發(fā)動機本體進行優(yōu)化整改難度較大、周期較長，由于目前正處于整車開發(fā)階段，項目開發(fā)進度緊張，所以暫不考慮優(yōu)化發(fā)動機本體，優(yōu)先從整車角度尋求整改方案。

問題整改先從以下3 個方向著手：1）提高轉向系統(tǒng)的整體剛度，降低轉向盤響應幅值；2）優(yōu)化動力總成懸置襯套剛度，提高懸置的隔振性能；3）通過安裝質量塊和動力吸振器等對轉向盤的振動表現(xiàn)進行調節(jié)。

5 CAE分析優(yōu)化

5.1 CAE分析模型介紹及分析結果對標

CAE 分析模型是帶動力總成的TB 模型，動力總成用集中質量模擬，并賦予轉動慣量參數(shù)，通過RBE2單元與懸置襯套連接；懸置襯套用BUSH 單元模擬，分別連接動力總成和車身側懸置支架。

通過在動力總成質心位置加載單位力激勵，計算動力總成到轉向盤測點的傳遞函數(shù)，并與測試結果在趨勢上進行對標。如果能夠重現(xiàn)測試的問題，說明工況定義和模型精度都相對可信，分析結果可作為下一步優(yōu)化的依據(jù)和基礎。

根據(jù)三缸發(fā)動機的構造原理，Z 向激勵是各種理論激勵的最主要分量，而且車身結構Z 向的振動傳函靈敏度也高于其他方向[1]，所以CAE 分析的激勵采用在發(fā)動機質心施加單位Z 向力，分析頻率為1～150 Hz，響應點為轉向盤的12 點位置。分析結果顯示，轉向盤12 點位置在35 Hz 附近存在明顯峰值，與實車問題在頻率和趨勢上基本吻合。CAE 模型及發(fā)動機激勵傳函分析工況加載示意，如圖5所示；CAE 分析結果，如圖6所示。

圖5 三缸發(fā)動機激勵傳函分析工況加載示意圖

圖6 三缸發(fā)動機激勵傳函分析結果

5.2 加強轉向系統(tǒng)結構

該車型的車身、轉向系統(tǒng)均源于傳統(tǒng)自吸式四缸發(fā)動機車型，該車型整車狀態(tài)下轉向系統(tǒng)模態(tài)在33～35 Hz 區(qū)間段。對于四缸發(fā)動機來說，怠速（含開空調狀態(tài)）頻率在25～30 Hz 區(qū)間，轉向系統(tǒng)模態(tài)頻率滿足避頻要求。同時，此模態(tài)頻率對應四缸發(fā)動機轉速在1 000 r/min 左右，該轉速在加速工況會瞬間通過，共振現(xiàn)象不易發(fā)覺。所以四缸發(fā)動機車型在各種工況下，轉向盤振動都表現(xiàn)良好。但在三缸發(fā)動機車型上，轉向系統(tǒng)模態(tài)頻率對應轉速在1 400 r/min 左右，由于三缸發(fā)動機激勵本身就過大，所以轉向盤共振現(xiàn)象很容易被駕駛員感知[4]。

根據(jù)振動理論可知，在低頻激勵下，提高結構剛度，可以增加結構阻抗，降低振動幅值[5]，所以可以通過提升轉向系統(tǒng)剛度來降低加速振動問題。同時，結合項目開發(fā)的客觀要求，優(yōu)先考慮制定既不更改原結構，又便于試制驗證的優(yōu)化方案。參考模態(tài)振型，結合工程經(jīng)驗制定結構優(yōu)化方案，通過CAE 分析驗證，以下2 種方案效果較好。

1）方案1：在轉向支撐（CCB）與前圍板連接處增加一個加強支架，方案示意及分析結果，如圖7所示。

圖7 加強轉向系統(tǒng)結構方案1 示意圖及分析結果

2）方案2：加強轉向管柱的安裝支架，方案示意及分析結果，如圖8所示。

圖8 加強轉向系統(tǒng)結構方案2 示意圖及分析結果

5.3 優(yōu)化動力總成懸置襯套剛度

懸置系統(tǒng)是銜接動力總成和車身的重要系統(tǒng)[6]。該系統(tǒng)在支撐動力總成的同時，將發(fā)動機傳遞到車身上的振動減小到最低，對整車NVH 性能，特別是啟動、怠速、加速、熄火抖動等起著非常大的作用[7-8]。對于四缸發(fā)動機，一般要求懸置隔振性能大于20 dB，即振動衰減10 倍。然而對于三缸發(fā)動機的應用，傳統(tǒng)的懸置開發(fā)理論無法充分降低發(fā)動機傳遞到車身上的振動。為了最大限度地降低發(fā)動機傳遞到車身上的振動，三缸發(fā)動機懸置系統(tǒng)的設計采用了增大橡膠襯套尺寸、降低橡膠襯套剛度、提高懸置支架模態(tài)頻率等技術方案[9]。

針對本車型存在的轉向盤振動問題，優(yōu)化懸置剛度也作為主要的整改路線。本車為3 點懸置，將每個襯套3 個方向的平動剛度作為設計變量，共計9 個變量。首先利用CAE 模型進行襯套剛度靈敏度的分析，確定靈敏度最高的變量。靈敏度分析結果，如圖9所示。從圖9 可以看出，3 個懸置襯套的Z 向剛度靈敏度非常高。降低這3 個方向的剛度值，更有利于降低轉向盤的振動水平。

圖9 動力總成懸置襯套剛度靈敏度分析結果

在CAE 模型里將3 個懸置襯套的Z 向剛度均降低30%，驗證降低襯套剛度后，轉向盤X 向振動的改善情況。分析結果，如圖10所示。從圖10 可以看出，降低襯套剛度后轉向盤X 向振動響應幅值下降明顯，方案有效。

圖10 優(yōu)化襯套剛度后轉向盤振動的分析結果對比

5.4 質量塊和動力吸振器控制策略

5.4.1 加裝質量塊

質量控制原理和剛度控制原理類似，通過分析響應與輸入之間的傳遞函數(shù)，得到質量變化對傳遞函數(shù)的影響。工程上人們習慣把增加的質量稱為“質量阻尼器”。車輛NVH 性能開發(fā)中，在結構不能改動的情況下，“質量阻尼器”被廣泛應用[10]。針對本車型存在的問題，考慮在轉向盤上增加一定的質量，考察轉向盤振動問題的改善情況。

在CAE 模型里，將2 個0.5 kg 的質量塊分別加到轉向盤的3 點和9 點位置，“質量阻尼器”的安裝位置，如圖11所示。

圖11 質量阻尼器的安裝位置

加裝質量阻尼器后的分析結果，如圖12所示。增加質量后，轉向盤的振動幅值出現(xiàn)了大幅的升高，方案無效，說明質量阻尼器不適合此類問題。

圖12 加裝質量阻尼器后轉向盤振動的分析結果

5.4.2 加裝動力吸振器

動力吸振器是通過在主系統(tǒng)上附加一個彈簧質量系統(tǒng)，利用反共振原理將主系統(tǒng)的振動能量全部或者部分轉移到附加彈簧質量系統(tǒng)上，從而達到對主系統(tǒng)減振的效果。動力吸振器的理論結構模型，如圖13所示。

圖13 動力吸振器理論模型

由于轉向盤結構的特殊性，動力吸振器通常只能安裝在安全氣囊背部的空隙里。工程上，動力吸振器的結構通常采用“基座-橡膠-質量塊”的形式，如圖14所示。

圖14 轉向盤動力吸振器結構及安裝位置示意圖

其中基座為動力吸振器與轉向盤的間接件，主要用于安裝固定，對動力吸振器的共振特性影響可以忽略不計。橡膠為彈性阻尼元件，其彈性的大小影響動力吸振器的共振頻率，阻尼則影響動力吸振器共振時的峰值大小。質量塊是質量元件，它不但影響共振頻率，也決定了吸振器吸振的能力。由于氣囊背部的布置空間非常緊湊，對質量塊的大小限制很嚴苛，通常在進行吸振器參數(shù)調整時更多的是對橡膠特性進行調整[11]。吸振器設計時，對其工作頻率、質量、橡膠剛度、阻尼都要進行系統(tǒng)的分析計算，才能使效果達到最佳。經(jīng)過CAE分析對比，如圖15所示，在轉向盤內增加一個1.5 kg的吸振器后，轉向盤振動響應下降明顯，效果較好。

圖15 加裝動力吸振器后轉向盤振動的分析結果

6 實車驗證

6.1 方案篩選

通過CAE 分析結果可以明確，優(yōu)化轉向系統(tǒng)結構、優(yōu)化動力總成懸置襯套剛度、轉向盤上加裝動力吸振器都可以降低轉向盤的振動水平。由于車身結構整體借用，結構件設變成本高、周期長，而且影響儀表板內部各部件、線束的布置；吸振器質量過大，原轉向盤內部沒有安裝空間，重新開發(fā)不但成本高，而且安全性能還要重新匹配，實施難度更大。結合以上實際問題，優(yōu)先考慮優(yōu)化懸置襯套剛度，并進行實車驗證。

6.2 方案驗證

懸置供應商根據(jù)要求提供了若干套低剛度襯套的懸置，裝車前，需先測試襯套剛度，以保證試驗的有效性。新舊襯套Z 向動剛度實測值，如表1所示。從表1 可以看出，新襯套動剛度下降幅度較大，具備測試驗證條件。

表1 動力總成懸置襯套動剛度測試結果 N/mm

換裝新的低剛度襯套后的振動測試結果，如圖16所示，加速工況下，轉向盤X 向振動大幅下降，主觀評價振動表現(xiàn)改善明顯，可以接受。

圖16 換裝新襯套后的轉向盤振動測試結果

7 結論

綜上，在三缸發(fā)動機車型整車NVH 性能集成匹配時需要重點關注以下3 個問題：1）保證車身整體及關鍵部件有足夠高的剛度；2）合理設計動力總成懸置系統(tǒng)的剛度、阻尼等性能參數(shù)，使其能夠最大限度地平衡和隔離振動；3）靈活利用動力吸振器、質量塊等對整車NVH 性能表現(xiàn)進行調節(jié)，關鍵部位提前預留安裝空間。