某车型怠速开空调共振现象优化

尹磊磊，蒋雄猛，邱群虎，苏宏健

（东风柳州汽车有限公司PV技术中心，广西 柳州545000）

随着汽车工业的飞速发展、消费者对汽车舒适性要求越来越高，汽车界将噪音、振动与舒适性（Noise、Vibration、harshness），统称为车辆的 NVH 问题，整车性能备受关注。动力总成悬置系统作用是减少动力装置向车身的振动传递，为NVH控制的关键系统。而悬置系统刚体模态和发动机附件模态耦合会放大动力总成振动，导致车体共振。基于ADAMS的动力总成悬置系统解耦计算，广泛运用于乘用车悬置系统开发，通过调整悬置系统刚度，对动力总成刚体模态进行能量解耦设计，减少后期实车调试工作量，缩短开发周期[1-2]。

压缩机噪音及其附件的振动传递关乎整车开空调NVH性能。现车型开发过程中遇到怠速开空调工况存在整车共振现象，影响整车的NVH性能。本文通过对激励源、传递路径、响应点的振动测试，以及ADMAS悬置系统刚体模态解耦计算，结合怠速开空调发动机转速、压缩机速比等得出压缩机工作基频，发现开空调压缩机工作基频和悬置系统动力总成刚体模态（绕X）存在耦合问题。从而放大动力总成振动并通过悬置、空调管路安装点等传递至车身，导致车体共振，用户抱怨。通过优化压缩机速比，改变压缩机工作基频，避开了共振频率，最后实车测试验证及主观评价，车内主要测点的振动峰值下降，成功解决此车型开空调共振问题。

1　多自由度隔振系统理论基础

动力装置系统与隔振器组成的动力装置为多自由度隔振系统[1-2]，不考虑系统阻尼，建立该系统的动力学方程，矩阵形式为：

式中：M和K分别是系统的质量矩阵和刚度矩阵；{X}为刚体的坐标矢量；{F}为力矩阵。

将上式转换到频域内，并且不考虑外力作用得：

式（2）将用作模态分析，得到系统各个模态下的频率和振型，为模态解耦及优化设计的基础。

为保证悬置系统的隔振性能，动力总成刚体模态频率分布一般范围为7～17 Hz.按照整车模态规划表，发动机系统附件的模态都应与动力总成刚体模态分开，避免出现模态耦合的情况。

2　基于ADAMS的动力总成悬置系统刚体模态解耦计算

ADAMS的运用在很多文献已提及[3]，本文列举该车型动力总成悬置系统刚体模态算例。悬置系统为三点布置，分别为发动机侧悬置、变速箱侧悬置以及后悬置撑杆组成。根据（2）式要进行刚体模态频率计算，需求数据为质量矩阵M和刚度矩阵K.

动力总成质心位置是基于整车坐标系，动力总成质量信息如下表1所列。

表1　动力总成的惯性参数及质心位置信息

Kx为X向静刚度；Kx*为悬置橡胶在30 Hz激励下X向的动刚度。弹性中心坐标基于整车坐标系，该车型为悬置系统刚度信息、弹性中心位置信息如下表2所列。

表2　悬置系统刚度及弹性中心位置信息

ADAMS计算结果下表3所示。

表3　ADAMS计算结果表

以上算出了动力总成刚体模态，下面介绍一类动力总成刚体模态和发动机附件运行基频耦合，所引发的车体共振情况。

3　某车型车体共振原因排查及解决

3.1　问题描述

主观评价人员评价开空调车体振动较大，不能接受，需要整改。为弄清楚影响人主观感受的频率成份，通过振动传感器测试，车内驾驶员座椅导轨振动频率如图1.黑色、深灰色、白灰色分别为整车坐标下的X、Y和Z向。选取0～50 Hz频率成份对比分析。发现共振车型座椅导轨在16 Hz频率成份影响较大，幅值达到0.025 m/s2，而发动机点火阶次（26 Hz）附近，甚至小于对比车型，频率幅值都为0.016 m/s2.整车存在16 Hz振动成份，且幅值超过了发动机点火阶次，为异常现象，需排查具体原因。对比车型座椅导轨频谱成份较单纯，主要是发动机的二阶成份（28 Hz），幅值为 0.02 m/s2，如图 2 所示。

图1　共振车型驾驶员座椅导轨频谱图

图2　对比车型驾驶员座椅导轨频谱图

通过在车身主要测点布置传感器，在开空调的工况（AC ON）下，测得部分传递路径及响应点的振动频谱（0～50 Hz），如图3～5所示。从动力总成压缩机本体到悬置主被动侧、空调管路安装点，最后反映到车内座椅导轨，方向盘都存在都存在16 Hz的振动成份。

图3　发动机侧悬置被动侧振动

图4　空调低压管安装点振动

图5　AC ON工况压缩机本体振动测点

作为对比如图6所示，在关空调工况（AC OFF）下车内不存在16 Hz的振动成份，只有发动机的点火阶次（24 Hz）以及一阶成份（12 Hz）。故需排查与开空调工况相关系统，如：悬置系统、空调系统、压缩机电子扇等附件运行及相关频率耦合情况。

图6　AC OFF工况驾驶员座椅导轨频谱

3.2　原因分析

在上一节中运用ADAMS计算的动力总成悬置系统刚体模态中（表3），纵向转动模态绕X为15.5 Hz，而通过排查压缩机运行基频为16 Hz，如表4计算。两者相隔仅差0.5 Hz，压缩机运行激起动力总成刚体模态，造成动力总成及车体共振。

由以上得知，要解决车体共振，需从三方面入手：

（1）通过更改悬置刚度及结构形式，调整悬置系统动力总成刚体模态频率分布；

（2）通过变更压缩机速比，改变压缩机运行基频；

（3）调高怠速转速，也可以使压缩机运行基频增大，避开动力总成刚体模态。

下表4为压缩机运行参数。正常车型压缩机运行基频20.7 Hz，高于常规意义的动力总成悬置系统刚体模态频率范围（7～17 Hz）

表4　压缩机工作基频

3.3　方案验证

由ADAMS参数输入及理论可知，动力总成刚体模态频率由悬置刚度结构及动力总成质量参数决定，移频较困难。而通过改变激励频率的方式避频，修改压缩机皮带轮直径，变更压缩机速比，可以改变压缩机的运行基频，与动力总成刚体模态频率分开，也可以达到同样的目的。原压缩机与发动机曲轴带轮直径比为1.25，现变更为1.393.怠速为770 rpm时，通过计算压缩机基频约为17.9 Hz，和动力总成纵向转动模态（绕X）15.5 Hz分离开2 Hz.测量车内主要NVH评测点（方向盘、座椅导轨、换挡杆、右悬置被动侧）的振动数据，如下图7～10所示，图示频谱范围为0～50 Hz，黑色为更换前，白灰色为更换后。

图7　方向盘Y向振动频谱

图8　座椅导轨X向振动频谱

图9　换挡杆Y向振动频谱

图10　发动机侧悬置Z向被动侧振动频谱

上图7～10可知，车内主要测点方向盘Y向16 Hz振动峰值由0.09 m/s2降低为0.03 m/s2，下降约60%；座椅导轨上16 Hz振动峰值由0.011 m/s2降低为0.0088 m/s2，下降约20%.另外其他传递路径及响应点的16 Hz振动均有下降。消除压缩机基频激励后，但是16 Hz振动成份依然存在，这与动力总成刚体模态相关。通过改善，实车评价，车体共振现象改善明显，提升了整车NVH性能。

4　结束语

动力总成悬置系统作用是减少动力装置向车身的振动传递，动力总成悬置系统刚体模态和发动机附件系统模态耦合会放大动力总成振动，导致车体共振。在整车匹配及发动机附件规划设计阶段，应避免动力总成附件模态和动力总成刚体模态耦合的情况，为后续车型开发具有借鉴意义。

参考文献：

[1]刘显臣.汽车NVH综合技术[M].北京：机械工业出版社，2014.

[2]庞 剑，谌 刚，何 华.汽车噪音与振动：理论与运用[M].北京：北京理工大学出版社，2006.

[3]石博强，申焱华，宁晓斌，等.ADAMS基础与工程范例教程[M].北京：中国铁道出版社，2007.