某汽车怠速抖动问题分析与改进

黄秋生



某汽车怠速抖动问题分析与改进

黄秋生

（安徽江淮汽车集团股份有限公司，安徽 合肥 230601）

文章首先论述了汽车怠速振动的原理，汽车动力总成的振动模型，模态频率和解耦率的试验方法。继而对问题车辆的动力总成及悬置系统的缺陷进行计算分析。通过模拟计算，确定优化后的方案满足匹配要求。最终通过试验测试结果确定优化方案可行。

NVH；模态频率；解耦率；怠速振动

1 汽车的怠速振动

在发动机的爆发压力和上下往复运动不平衡力的作用下，引起动力总成的振动，并经过动力总成悬置，传递到车身，引起车身低频振动，即为怠速振动。怠速振动发生的条件虽然因发动机的缸数、类型（汽油机、柴油机、直列型和V型等）、发动机搭载状态（横置、纵置、4WD等）以及车型（乘用车、货车等）的不同而有所区别，但是从原理上来说，都是相同的。激励源为发动机，传递系统为动力总成的支撑机构——悬置，而放射系统则为车身。

动力总成及悬置系统的运动可以用下面的方程式表达：

式中，m为动力总成的质量，Ix、Iy、Iz为以动力总成各主轴为中心的转动惯量；K为刚度矩阵，x、y、z、θ、φ、ψ为位移；F、N为力、力矩。

为了使振动系统的各个自由度相互独立，即运动解耦，只要使式-（1）的刚度系数项都等于零即可，即

2 动力总成的振动模态

动力总成是汽车主要的振动源。发动机作为一个刚体，有六个方向的振动：上下、前后、左右的跳动，以及绕三个轴的转动模态。

发动机的刚体运动是按照发动机本体的坐标系定义的。其原点定义为曲轴中心线与缸体后端面的交点。与气缸中心线平行为Z轴，正向指向缸盖一侧。曲轴中心线定义为X轴，正向指向发动机前端。Y向按照右手定则确定。在该坐标系下，发动机的六个缸体模态分别为：

前后运动：沿X轴运动（Tx）

左右运动：沿Y轴运动（Ty）

上下跳动：沿Z轴运动（Tz）

侧倾：绕X轴转动，也称为侧倾（Rx）

俯仰：绕Y轴转动，也称为俯仰（Ry）

横摆：绕Z轴转动，也称为横摆（Rz）

在工程上，按照模态能量比例来评价模态之间是否有耦合。动力总成在作各阶次振动时，其能量分别在六个缸体模态上，根据动力总成系统的质量矩阵和刚度矩阵，可以求出系统在做各阶主振动时各个方向的振动能量所占的百分比，写成矩阵形式，便可得到系统的能量分布。当系统以第j阶固有频率振动时，第k个广义坐标所占的能量百分比Eki为：

式中，φ为系统的第j阶主振型，(φ)为φ的第k个元素，m为质量矩阵的第k行、第l列元素。E的值越大则系统的解耦程度就越高，100%表示完全解耦。

3 现状的测试和分析

问题车辆在振动性能主观评价时，反馈怠速抖动严重。下面从模态频率和悬置系统传递率两方面分析现有动力总成悬置系统缺陷。

根据前文所述理论，发动机的激振频率可按下式计算：

式中n代表发动机转速，对于怠速状态，n=750r/min；i是发动气缸数，对于本发动机，i=6。

算得发动机激振频率为：

按照六模态能量比例分布理论计算该动力总成的六个模态频率和解耦率如下：

模态频率（Hz）：

Tx=12.8，Ty=9.0，Tz=14.1，Rx=18.7，Ry=7.4，Rz=10.8

解耦率（%）：

Tx=98.84，Ty=97.11，Tz=86.42，Rx=99.02，Ry=87.62，Rz=96.91

图1 解耦率仿真结算结果

根据设计匹配经验，动力总成的模态频率值应能满足下述要求，才能保证动力总系统对激振冲击具有最佳的吸收效果，使得发动机的振动对整车影响程度最小。

侧倾频率：Rx≤f/2=18.75Hz；

解耦率：Rx、Tz≥85%，Ry、Tx≥75%，Rz、Ty≥60%；

模态频率：最低模态频率≥5Hz，频率间隔≥0.5Hz，各模态频率避开发动机怠速0.5阶（6.6Hz）和1阶频率（13.3 Hz）。

根据模态频率计算结果，该动力总成六模态下的最低频率为7.4Hz，满足最低模态频率要求。各模态解耦率满足匹配要求。但侧倾频率Rx=18.7，不满足侧倾频率的指标要求，其直接结果是导致整个系统对发动机的振动吸收较差。反应在整车振动表现上：即为怠速状态下，由发动机侧倾振动激振引起的驾驶室怠速抖动。

安装传感器，测量前后悬置的隔振率情况如下：

左前悬置：22%；右前悬置：35%；左后悬置：58%；右后悬置：68%

按照设计匹配经验，实测的悬置系统传递率要求为：

前悬置传递率≤40% 后悬置传递率≤50%

悬置隔振率分析：前悬置隔振率满足匹配要求，后悬置传递率超过指标要求。反映到整车振动表现上，即发动机的振动得不到有效隔断，而将较多的发动机振动能量传递给车架，继而传递到驾驶室，影响乘员的驾驶体验。

4 理论计算的优化方案

图2 发动机悬置振动计算模型

理论分析计算方法可以用来分析并优化悬置系统的刚度，选择合理的悬置刚度匹配，是改善NVH性能的有效方法。理论计算的发动机振动模型如图2所示。

各物理量定义如下：

发动机湿重We变速箱湿重Wt

前悬置点力R1后悬置点力R2

发动机重心We到前支撑力R1距离L1

前支撑力R1到后支撑力R2距离L2

缸体后端面X到后支撑力R2距离L3

前支撑力R1到变速箱重心Wt距离L4

缸体后端面X到变速箱重心Wt距离L5

发动机转速n=750r/min，气缸数i=6

计算过程如下：

以发动机前支撑为旋转中心列力矩平衡方程，有

由发动机悬置装置受力平衡，有

飞轮壳后端面的弯矩为

由式-（5），发动机外激干扰频率f=37.5Hz

前悬置软垫载荷

后悬置软垫载荷

悬置系统的自振频率Fm

悬置软垫静变形S

前悬置软垫静刚度

后悬置软垫静刚度

通过分析计算，得出结论：将后悬置软垫刚度偏高，需将后悬置软垫静刚度降低到原来的2/3。

5 优化方案的模拟仿真

根据调整后的悬置软垫刚度，重新计算模态频率和解耦率，结果如下：

模态频率（Hz）：

Tx=10.8，Ty=9.0，Tz=11.1，Rx=14.8，Ry=7.3，Rz=9.8

解耦率（%）：

Tx=99.4，Ty=87.74，Tz=92.65，Rx=98.11，Ry=93，Rz=86.73

图3 优化后解耦率仿真计算结果

优化后的方案侧倾频率Rx=14.8，满足Rx≤f/2。根据理论计算悬置传递率理论上已经达到10%，优化后的方案已经解决问题车辆怠速抖动故障的主要原因。

6 优化方案的测试验证

按照优化后的方案重新进行悬置传递率、侧倾频率测试，其测试结果如下：

左前悬置：17%；右前悬置：27%；左后悬置：35%；右后悬置：32%

对怠速侧倾频率进行测试，结果如下：

图4 优化后侧倾频率测试结果

实际测试优化后的侧倾频率为15.31Hz，略高于理论计算值14.8Hz，满足动力总成匹配要求。

7 结论

动力总成及悬置系统进行建模分析，得出原悬置系统的匹配缺陷一：侧倾频率匹配不合理；再通过振动测试，得出原悬置系统匹配缺陷二：悬置传递率偏高。通过理论计算分析，应将后悬置软垫静刚度降低，通过对优化后的方案模态分析和解耦计算，满足匹配要求。最终通过测试验证了优化方案可行。

[1] 庞剑,谌刚,何华.汽车噪声与振动——理论与应用[M].北京:北京理工大学出版社,2005.

[2] 刘显臣.汽车NVH综合技术[M].北京:机械工业出版社,2014.

[3] 马太酞.噪声与震动控制工程手册[M].北京:机械工业出版社, 2002.

[4] 上官文斌,蒋学峰.发动机悬置系统的优化设计[J],汽车工程, 1992,14（2）.

Analysis and optimization on idling vibration of same car

Huang Qiusheng

( Anhui Jianghuai Automobile Group Co., Ltd., Anhui Hefei 230601 )

This paper firstly introduce the principle of automobile idling vibration, the vibration model of powertrain, and how to calculating the mode frequency and the decoupling rate of the six freedom degrees. Then, we analyze the indication of the powertrain and suspension system by calculating the mode frequency and the decoupling rate of the six freedom degrees. The optimization scheme which we have accepted by simulation has been provided to be effective after testing.

NVH;Modal frequency;Decouping rate;Idle vibration

B

1671-7988(2018)18-95-03

U471.2

B

1671-7988(2018)18-95-03

CLC NO.: U471.2

黄秋生，就职于安徽江淮汽车集团股份有限公司。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2018.18.033