馬艷恒、韓全友、張翰芳、孫義勇、王冬冬

（吉利汽車研究院（寧波）有限公司，寧波 315336）

0 引言

隨著科學技術的發(fā)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(yōu)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(fā)現(xiàn)，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(fā)動機和CVT 無級變速器，該發(fā)動機無平衡軸。

進一步排查發(fā)現(xiàn)，在車輛定置狀態(tài)下，換P 擋輕踩加速踏板，發(fā)動機轉(zhuǎn)速維持在1 050 r/min左右時，整車出現(xiàn)較大幅度的共振，與蠕行工況發(fā)動機轉(zhuǎn)速1 000～2 000 r/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 SCADAS Ⅲ數(shù)采前端設備，采集各傳感器上的振動加速度數(shù)據(jù)。然后應用LMS Test.Lab 振動噪聲分析系統(tǒng)[1]，對數(shù)據(jù)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(shù)據(jù)分析

2.1 問題車客觀數(shù)據(jù)測試結果及數(shù)據(jù)分析

通過測試數(shù)據(jù)分析，座椅導軌Z 向在1 000～1 200 r/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(zhuǎn)速區(qū)間右懸置主動端同樣存在一個較大幅度的1 階振動（圖3）。

圖1 問題車座椅導軌上的振動數(shù)據(jù)

圖2 問題車座椅導軌1 階振動

圖3 問題車右懸置主動端1 階振動

2.2 問題車共振頻率分析

根據(jù)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(fā)動機端，且振動階次為1 階。該工況下只有發(fā)動機在運轉(zhuǎn)，其振動激勵主要為點火激勵。

發(fā)動機點火主要階次的激勵頻率f的計算公式如下[2]：

式中n——發(fā)動機轉(zhuǎn)速

i——發(fā)動機缸數(shù)

τ——發(fā)動機沖程

該問題主要共振轉(zhuǎn)速集中在1 050 r/min，發(fā)動機為三缸四沖程發(fā)動機。三缸發(fā)動機的主要點火激勵階次為1.5 階，計算可得，該問題下發(fā)動機點火1.5 階激勵頻率為26.25 Hz。而問題發(fā)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(fā)動機點火激勵產(chǎn)生共振，判斷是由于動力總成懸置系統(tǒng)的剛體模態(tài)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(tǒng)多體動力學仿真模型[3]，代入問題懸置的剛度參數(shù)進行分析，結果如下表1。

表1 問題車動力總成懸置系統(tǒng)的剛體模態(tài)仿真分析頻率

對問題車動力總成懸置系統(tǒng)的剛體模態(tài)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(tǒng)的剛體模態(tài)Roll 方向頻率與動力總成1 050 r/min 附近的點火激勵1 階頻率耦合，導致整車共振。

表2 問題車動力總成懸置系統(tǒng)的剛體模態(tài)實測頻率

3 問題的優(yōu)化改善

3.1 問題的優(yōu)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(tǒng)的剛體模態(tài)Roll 方向頻率與動力總成1050 r/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(tǒng)的剛體模態(tài)Roll 方向頻率降低到16 .00 Hz 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(fā)動機轉(zhuǎn)速為940 r/min 以下的點火激勵耦合。而該發(fā)動機的怠速轉(zhuǎn)速處于該區(qū)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(tǒng)的剛體模態(tài)Roll方向頻率提高到19.00 Hz 以上，可以避免蠕行工況的頻率耦合。但是，Roll 方向頻率在19.00 Hz 以上時，會與發(fā)動機轉(zhuǎn)速為1 200 r/min 以上的點火激勵耦合。而該發(fā)動機的冷車熱機轉(zhuǎn)速處于該區(qū)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(yōu)化的理論依據(jù)

根據(jù)動力總成懸置系統(tǒng)的隔振原理[4],不同阻尼系數(shù)下的頻率比與振動傳遞率的關系式公式為：

式中TA——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(guī)的橡膠材料阻尼基本在2～4，很難通過調(diào)整橡膠材料在實現(xiàn)較大的阻尼。而該系統(tǒng)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(yōu)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(xiàn)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(xiàn)。

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。

圖4 問題工況的振動位移曲線

對右懸置的阻尼角進行改制調(diào)試，分別制作PP 為0.10 mm振幅下，17.50 Hz 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。

表3 問題車動力總成懸置系統(tǒng)的剛體模態(tài)實測頻率

圖5 不同阻尼角下的座椅導軌振動曲線

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(jù)動力總成懸置系統(tǒng)的隔振原理優(yōu)化液壓懸置特性進行實車驗證。結果表面，優(yōu)化方案解決了該車型蠕行工況整車共振問題，相比優(yōu)化前取得了明顯的改善效果。也進一步表明，當出現(xiàn)共振問題無法避頻時，采取提高共振系統(tǒng)阻尼的措施同樣能取得良好的效果。