史曉寧，潘威，田子龍，黃穎，任超

（廣州汽車(chē)集團(tuán)股份有限公司汽車(chē)工程研究院，廣東 廣州 511434）

前言

隨著汽車(chē)的逐步普及，車(chē)輛NVH（Noise Vibration and Harshness）性能已成為用戶(hù)選擇汽車(chē)的重要因素之一。座椅作為駕駛員直接接觸的零部件，振動(dòng)大時(shí)極易引起用戶(hù)抱怨，降低駕乘感受，影響品牌口碑及形象，因此優(yōu)化座椅振動(dòng)對(duì)提升汽車(chē)品質(zhì)具有重要意義[2]。

隨著國(guó)六排放法規(guī)在全國(guó)各地的強(qiáng)制實(shí)施，各主機(jī)廠不得不應(yīng)對(duì)這一嚴(yán)苛的排放標(biāo)準(zhǔn)。其中常采用的一個(gè)策略就是提高冷車(chē)狀態(tài)下發(fā)動(dòng)機(jī)怠速轉(zhuǎn)速，此時(shí)給車(chē)內(nèi)振動(dòng)（尤其是座椅振動(dòng)）帶來(lái)了更大的挑戰(zhàn)。

本文針對(duì)冷啟動(dòng)怠速R擋座椅振動(dòng)不達(dá)標(biāo)問(wèn)題，分別對(duì)激勵(lì)源、傳遞路徑及響應(yīng)點(diǎn)進(jìn)行了分析，判定發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)大和抗扭拉桿隔振不足是產(chǎn)生該問(wèn)題的重要原因。通過(guò)優(yōu)化發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速策略和抗扭拉桿結(jié)構(gòu)，使發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)力明顯降低，抗扭拉桿隔振性能顯著提高，最終座椅振動(dòng)明顯降低，達(dá)到前期設(shè)定的目標(biāo)值。

1 問(wèn)題描述

某搭載手自一體變速器（AT）的試驗(yàn)車(chē)在開(kāi)發(fā)調(diào)校過(guò)程中，當(dāng)車(chē)輛在18℃～30℃環(huán)境溫度下靜置8小時(shí)后，啟動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)并立即掛R擋，座椅振動(dòng)明顯，約40秒后，隨著發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速降低，座椅振動(dòng)也明顯降低，隨后問(wèn)題逐漸消失。

1.1 座椅振動(dòng)測(cè)點(diǎn)布置及數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)

本文在駕駛員座椅導(dǎo)軌布置一個(gè)B&K 4524B三向加速度計(jì)用以監(jiān)測(cè)座椅振動(dòng)，同時(shí)采用LMS SCADS數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)進(jìn)行振動(dòng)數(shù)據(jù)采集，如圖1所示。

圖1 測(cè)點(diǎn)布置及數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)

1.2 座椅振動(dòng)數(shù)據(jù)采集及分析

該試驗(yàn)在廣汽研究院整車(chē)轉(zhuǎn)轂半消聲室進(jìn)行。環(huán)境溫度25℃，試驗(yàn)前車(chē)輛靜置8小時(shí)以上。啟動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)后，立即掛入R擋，待車(chē)輛穩(wěn)定后開(kāi)始測(cè)試，10s后結(jié)束試驗(yàn)，結(jié)果如圖2所示。將座椅三個(gè)方向（X向、Y向和Z向）的振動(dòng)RMS值計(jì)算可得出振動(dòng)總值[3]為 0.50 m/s2，遠(yuǎn)超小于或等于0.13m/s2的目標(biāo)要求。

通過(guò)對(duì)穩(wěn)態(tài)振動(dòng)時(shí)域數(shù)據(jù)進(jìn)行快速傅里葉變換得到其頻譜分析結(jié)果，可快速識(shí)別出振動(dòng)的主要頻率，如圖2所示。從頻域圖中可以看出，座椅振動(dòng)的主要峰值頻率為38.3Hz。根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)點(diǎn)火二階頻率計(jì)算公式f=2*n/60，式中n為轉(zhuǎn)速（1150r/min），圖中峰值頻率正好對(duì)應(yīng)發(fā)動(dòng)機(jī)的點(diǎn)火激勵(lì)頻率，且振動(dòng)最大方向?yàn)閄向。

圖2 座椅振動(dòng)圖

2 機(jī)理分析

怠速座椅振動(dòng)是由激勵(lì)源、傳遞路徑和響應(yīng)綜合作用的結(jié)果，傳遞路徑可能存在一條或者多條。為此，建立冷啟動(dòng)怠速工況下座椅振動(dòng)的激勵(lì)源—傳遞路徑—響應(yīng)分析模型，如圖3所示。

圖3 座椅振動(dòng)分析模型

2.1 激勵(lì)源及關(guān)鍵路徑振動(dòng)數(shù)據(jù)采集

為進(jìn)一步調(diào)查問(wèn)題原因，采用多個(gè)振動(dòng)加速度計(jì)對(duì)激勵(lì)源及關(guān)鍵路徑測(cè)點(diǎn)進(jìn)行振動(dòng)數(shù)據(jù)采集。

激勵(lì)源測(cè)點(diǎn)主要包括左懸置、右懸置、后懸置這三個(gè)懸置的主動(dòng)側(cè)，用以監(jiān)測(cè)動(dòng)力總成本體振動(dòng)；關(guān)鍵傳遞路徑測(cè)點(diǎn)主要包括三個(gè)懸置被動(dòng)側(cè)，散熱器四個(gè)隔振墊主、被動(dòng)側(cè)，轉(zhuǎn)向節(jié)，前減振器塔座以及排氣吊耳主、被動(dòng)側(cè)等。其中，懸置被動(dòng)側(cè)傳感器主要監(jiān)測(cè)懸置的隔振性能，散熱器主、被動(dòng)側(cè)主要監(jiān)測(cè)散熱器隔振墊的隔振性能；轉(zhuǎn)向節(jié)處和塔座處振動(dòng)主要監(jiān)測(cè)減振器topmount的隔振性能，排氣吊耳主、被動(dòng)側(cè)振動(dòng)主要監(jiān)測(cè)排氣吊耳的隔振性能。部分測(cè)點(diǎn)如圖4所示。

圖4 部分振動(dòng)測(cè)點(diǎn)位置

2.2 數(shù)據(jù)分析

通過(guò)對(duì)散熱器、轉(zhuǎn)向節(jié)、塔座、排氣吊耳振動(dòng)數(shù)據(jù)進(jìn)行分析，均未發(fā)現(xiàn)明顯異常。隨后對(duì)動(dòng)力總成三個(gè)懸置的主、被動(dòng)側(cè)測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)數(shù)據(jù)進(jìn)行分析，發(fā)現(xiàn)抗扭拉桿主動(dòng)側(cè)和被動(dòng)側(cè)振動(dòng)均異常大，主動(dòng)側(cè)X向二階和被動(dòng)側(cè)二階振動(dòng)分別達(dá)到了4.43 m/s2和0.25m/s2，與車(chē)內(nèi)座椅導(dǎo)軌X向振動(dòng)異常相吻合，振動(dòng)頻譜如圖5所示。

圖5 抗扭拉桿振動(dòng)頻域圖

懸置的隔振效果通常用隔振量TdB表示，可用公式表示為：

式中aa為拉桿主動(dòng)側(cè)振動(dòng)加速度，ap為拉桿被動(dòng)側(cè)振動(dòng)加速度。

根據(jù)實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)計(jì)算得出抗扭拉桿X向隔振量為25dB，低于冷態(tài)下大于或等于30 dB的隔振要求。因此，初步判斷該問(wèn)題主要是由于發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)大和抗扭拉桿X向隔振不足引起，傳遞路徑基本確定為：發(fā)動(dòng)機(jī)→抗扭拉桿→前副車(chē)架→車(chē)身→座椅。

2.3 抗扭拉桿剛度識(shí)別

影響抗扭拉桿隔振性能的最重要指標(biāo)是剛度。而對(duì)于某一特定工況下的剛度，主要是由載荷和抗扭拉桿結(jié)構(gòu)所決定。

使用eDAQ數(shù)據(jù)采集器對(duì)抗扭拉桿X向載荷進(jìn)行測(cè)試，測(cè)試結(jié)果顯示，抗扭拉桿X向的載荷為2250N。使用MTS 831單軸測(cè)試臺(tái)對(duì)抗扭拉桿進(jìn)行剛度測(cè)試，結(jié)果如圖6所示。結(jié)合抗扭拉桿X向的載荷和剛度曲線，可以得出冷啟動(dòng)怠速R擋工況下，抗扭拉桿處于進(jìn)入非線性段，剛度為3100N/mm。

圖6 抗扭拉桿剛度測(cè)試

3 改進(jìn)方案及驗(yàn)證

3.1 改進(jìn)方案

從優(yōu)化激勵(lì)源和傳遞路徑出發(fā)，提出以下兩個(gè)改進(jìn)方向：（1）降低發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)力；（2）提高抗扭拉桿隔振量。

圖7 發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速改進(jìn)后抗扭拉桿主動(dòng)側(cè)振動(dòng)頻域圖

降低發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)力（即降低該工況下抗扭拉桿的載荷），原則上可以通過(guò)以下三個(gè)方案來(lái)實(shí)現(xiàn)。方案一，增大抗扭拉桿與左右懸置連線的跨距。同樣扭矩下，力臂增大，可降低抗扭拉桿的載荷。方案二，降低怠速R擋的變速器速比。在保證發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩不變的情況下，降低變速器的輸出扭矩，從而可達(dá)到降低抗扭拉桿載荷的目的。方案三，降低該工況下發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速達(dá)到降低發(fā)動(dòng)機(jī)的輸出扭矩的目的。由于該車(chē)已處于研發(fā)中后期，沒(méi)有足夠的周期來(lái)做大的結(jié)構(gòu)改動(dòng)，故方案一和方案二不可行。因此，只能采取第三種優(yōu)化方案，將發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速由1150rpm降低至1000rpm。經(jīng)測(cè)試，拉桿的載荷從2250N降低至1650N，降低了27%。同時(shí)，抗扭拉桿主動(dòng)側(cè)X向二階振動(dòng)從4.43 m/s2降低至1.88 m/s2，降低了58%，測(cè)試頻譜如圖7所示。

為提高抗扭拉桿隔振量，可從降低抗扭拉桿非線性段剛度出發(fā)，重新對(duì)其結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)，如圖8所示。改進(jìn)后抗扭拉桿剛度曲線如圖9所示。此時(shí)抗扭拉桿的剛度從3100N/mm降低至500N/mm，降低了83%。

圖8 抗扭拉桿懸置結(jié)構(gòu)改進(jìn)圖

圖9 抗扭拉桿X向剛度曲線對(duì)比

將發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速降低 150rpm和抗扭拉桿結(jié)構(gòu)改進(jìn)兩個(gè)方案同時(shí)搭載到問(wèn)題車(chē)上進(jìn)行測(cè)試，抗扭拉桿被動(dòng)側(cè)振動(dòng)結(jié)果如圖10所示。從圖中可以看出，抗扭拉桿被動(dòng)側(cè)X向振動(dòng)明顯降低，二階振動(dòng)從原來(lái)的0.25m/s2降低至0.04 m/s2，降低了84%，抗扭拉桿隔振量也從原來(lái)的25dB提高至33dB。

圖10 抗扭拉桿被動(dòng)側(cè)振動(dòng)對(duì)比

改進(jìn)后的座椅導(dǎo)軌振動(dòng)測(cè)試結(jié)果如圖11所示。從圖中可以看出，座椅導(dǎo)軌振動(dòng)主階次從38.3Hz轉(zhuǎn)移到了33.5Hz，振動(dòng)總值從原來(lái)的0.50 m/s2降低至0.09m/s2，降幅明顯，也滿(mǎn)足小于或等于0.13 m/s2的目標(biāo)要求。隨后，對(duì)改進(jìn)后的樣車(chē)進(jìn)行主觀評(píng)價(jià)，座椅振動(dòng)僅剩輕微振動(dòng)，不會(huì)引起客戶(hù)抱怨。

圖11 座椅導(dǎo)軌振動(dòng)曲線

4 結(jié)束語(yǔ)

本文通過(guò)對(duì)冷啟動(dòng)怠速R擋工況下座椅振動(dòng)的產(chǎn)生機(jī)理進(jìn)行分析，明確了振動(dòng)控制模型，并根據(jù)模型采集得到相關(guān)測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)數(shù)據(jù)，得出動(dòng)力總成振動(dòng)通過(guò)抗扭拉桿傳遞至副車(chē)架、車(chē)身這一主要傳遞路徑，從而識(shí)別出發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)大和抗扭拉桿隔振不足是問(wèn)題產(chǎn)生的根本原因。隨后，通過(guò)降低發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和優(yōu)化抗扭拉桿結(jié)構(gòu)，有效降低了發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)力和抗扭拉桿剛度，最終使常溫冷啟動(dòng)怠速R擋工況下座椅導(dǎo)軌振動(dòng)大的問(wèn)題得到有效解決[4]。