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某三缸機(jī)車型蠕行工況整車抖動(dòng)共振的分析與改善

2022-02-11 18:02:08·  來源：汽車NVH云講堂  
　
摘要：針對(duì)某三缸機(jī)車型在蠕行工況存在整車抖動(dòng)共振問題，建立動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)多體動(dòng)力學(xué)仿真模型，結(jié)合LMS設(shè)備進(jìn)行實(shí)車試驗(yàn)。通過分析和對(duì)比試驗(yàn)，對(duì)液壓懸置
摘要：針對(duì)某三缸機(jī)車型在蠕行工況存在整車抖動(dòng)共振問題，建立動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)多體動(dòng)力學(xué)仿真模型，結(jié)合LMS設(shè)備進(jìn)行實(shí)車試驗(yàn)。通過分析和對(duì)比試驗(yàn)，對(duì)液壓懸置阻尼特性優(yōu)化后，抖動(dòng)共振問題明顯改善，達(dá)到可接受水平。
關(guān)鍵詞：動(dòng)力總成；懸置系統(tǒng)；共振；液壓懸置；阻尼
0 引言
隨著科學(xué)技術(shù)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(guān)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(gè)重要的設(shè)計(jì)指標(biāo)。動(dòng)力總成懸置是動(dòng)力總成振動(dòng)向車身和駕駛室傳遞的首要路徑，對(duì)整車隔振起著至關(guān)重要的作用。本文從動(dòng)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(shí)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(dòng)共振，駕駛室振感明顯，不可接受。該車型搭載的動(dòng)力總成為1．0T三缸增壓發(fā)動(dòng)機(jī)和CVT無級(jí)變速器，該發(fā)動(dòng)機(jī)無平衡軸。
進(jìn)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(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速維持在l 050 r／min左右時(shí)，整車出現(xiàn)較大幅度的共振，與蠕行工況發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速l 000～2 000 r／min吻合。因此，初步判斷是由于動(dòng)力總成振動(dòng)引起的整車共振。
為分析該共振的根本原因，設(shè)置工況為P擋定置工況，在懸置主動(dòng)端、懸置被動(dòng)端、座椅導(dǎo)軌以及方向盤上布置振動(dòng)加速度傳感器，使用LMS SCADAS?數(shù)采前端設(shè)備，采集各傳感器上的振動(dòng)加速度數(shù)據(jù)。然后應(yīng)用LMS Test．Lab振動(dòng)噪聲分析系統(tǒng)，對(duì)數(shù)據(jù)進(jìn)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(cè)試及數(shù)據(jù)分析
2．1問題車客觀數(shù)據(jù)測(cè)試結(jié)果及數(shù)據(jù)分析
通過測(cè)試數(shù)據(jù)分析，座椅導(dǎo)軌Z向在l 000一l 200 r／min有一個(gè)較大幅度的振動(dòng)(圖1)，與試駕問題一致。進(jìn)一步分析得知，振動(dòng)的主要階次為l階(圖2)，同時(shí)分析得知，該轉(zhuǎn)速區(qū)間右懸置主動(dòng)端同樣存在一個(gè)較大幅度的l階振動(dòng)(圖3)。

2．2問題車共振頻率分析
根據(jù)客觀測(cè)試結(jié)果，確定問題車共振的根源在于動(dòng)力總成，主要集中在發(fā)動(dòng)機(jī)端，且振動(dòng)階次為1階。該工況下只有發(fā)動(dòng)機(jī)在運(yùn)轉(zhuǎn)，其振動(dòng)激勵(lì)主要為點(diǎn)火激勵(lì)。
發(fā)動(dòng)機(jī)點(diǎn)火主要階次的激勵(lì)頻率r的計(jì)算公式如下：
f=nXi／(60×τ/2) (1)
式中，n——發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速
i一發(fā)動(dòng)機(jī)缸數(shù)
τ一發(fā)動(dòng)機(jī)沖程
該問題主要共振轉(zhuǎn)速集中在l 050 r／min，發(fā)動(dòng)機(jī)為三缸四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)。三缸發(fā)動(dòng)機(jī)的主要點(diǎn)火激勵(lì)階次為1．5階，計(jì)算可得，該問題下發(fā)動(dòng)機(jī)點(diǎn)火1．5階激勵(lì)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(dòng)機(jī)點(diǎn)火激勵(lì)產(chǎn)生共振，判斷是由于動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的剛體模態(tài)與動(dòng)力總成點(diǎn)火激勵(lì)頻率耦合所致。應(yīng)用Adams建立動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)多體動(dòng)力學(xué)仿真模型，代入問題懸置的剛度參數(shù)進(jìn)行分析，結(jié)果如下表1。
對(duì)問題車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的剛體模態(tài)進(jìn)行測(cè)試(表2)，與仿真分析結(jié)果基本一致。由此可以確定問題的根本原因?yàn)?，?dòng)力總成懸置系統(tǒng)的剛體模態(tài)Roll方向頻率與動(dòng)力總成1050 r／min附近的點(diǎn)火激勵(lì)l階頻率耦合，導(dǎo)致整車共振。
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(duì)問題車實(shí)測(cè)和分析，明確問題的根本原因?yàn)閯?dòng)力總成懸置系統(tǒng)的剛體模態(tài)Roll方向頻率與動(dòng)力總成1050 r／min附近的點(diǎn)火激勵(lì)l階頻率耦合導(dǎo)致。
對(duì)于頻率耦合問題，通常采用避頻的策略進(jìn)行改善。但是，對(duì)于該車存在的問題，若采用避頻的策略，會(huì)存在以下2個(gè)問題難以解決。
(1)往下避頻，即使動(dòng)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(shí)，會(huì)與發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為940 r／min以下的點(diǎn)火激勵(lì)耦合。而該發(fā)動(dòng)機(jī)的怠速轉(zhuǎn)速處于該區(qū)間，會(huì)導(dǎo)致怠速振動(dòng)嚴(yán)重劣化，不可行。
(2)往上避頻，即使動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的剛體模態(tài)Roll方向頻率提高到19.00Hz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(shí)，會(huì)與發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為l 200 r／min以上的點(diǎn)火激勵(lì)耦合。而該發(fā)動(dòng)機(jī)的；令車熱機(jī)轉(zhuǎn)速處于該區(qū)間，會(huì)導(dǎo)致冷車熱機(jī)過程的振動(dòng)嚴(yán)重劣化，不可行。
因此，對(duì)該車存在問題，考慮采用抑制共振的策略進(jìn)行改善。
3．2問題的優(yōu)化的理論依據(jù)
根據(jù)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的隔振原理[?．不同阻尼系數(shù)下的頻率比與振動(dòng)傳遞率的關(guān)系式公式為：
式中TA——振動(dòng)傳遞率
λ——頻率比
c——阻尼比
由此可得到以下結(jié)論。
(1)當(dāng)激勵(lì)頻率與受迫振動(dòng)頻率之比>
時(shí)，系統(tǒng)處于隔振區(qū)域。系統(tǒng)中阻尼越低，越能獲得更好的隔振性能。
(2)當(dāng)激勵(lì)頻率與受迫振動(dòng)頻率之比<
時(shí)，系統(tǒng)處于共振區(qū)域。系統(tǒng)中阻尼越大，對(duì)共振的抑制越好。
3．3問題的實(shí)物驗(yàn)證
對(duì)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(shí)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(shè)計(jì)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(dòng)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(yīng)具有大阻尼的特性，該特性在初始設(shè)計(jì)中已實(shí)現(xiàn)。
而蠕行共振問題的動(dòng)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(duì)問題車采集的右懸置主動(dòng)端振動(dòng)加速度進(jìn)行二次積分，得到右懸置主動(dòng)端的振動(dòng)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。
對(duì)右懸置的阻尼角進(jìn)行改制調(diào)試，分別制作PP為0．10 mm振幅下，17．50 Hz時(shí)不同阻尼角的樣件，裝車進(jìn)行主觀評(píng)價(jià)和客觀測(cè)試?？陀^測(cè)試結(jié)果如圖5所示，主觀評(píng)價(jià)結(jié)果見下表3。
由客觀測(cè)試結(jié)果和主觀評(píng)價(jià)結(jié)果可知，在阻尼角大于6°時(shí)，共振有明顯改善；在阻尼角大于8°時(shí)，共振問題已可接受。
4 結(jié)束語
本文通過對(duì)問題點(diǎn)的實(shí)測(cè)和解析，初步判斷出問題的根本原因，然后運(yùn)用Adams多體動(dòng)力學(xué)仿真手段對(duì)問題的根本原因進(jìn)行確定，并根據(jù)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的隔振原理優(yōu)化液壓懸置特性進(jìn)行實(shí)車驗(yàn)證。結(jié)果表面，優(yōu)化方案解；央了該車型蠕行工；兄整車共振問題，相比優(yōu)化前取得了明顯的改善效果。也進(jìn)一步表明，當(dāng)出現(xiàn)共振問題無法避頻時(shí)，采取提高共振系統(tǒng)阻尼的措施同樣能取得良好的效果。
作者：馬艷恒、韓全友、張翰芳、孫義勇、王冬冬
作者單位：(吉利汽車研究院(寧波)有限公司，寧波315336)
來源：汽車與駕駛維修
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