某车型怠速开空调共振现象优化

2018-04-02尹磊磊蒋雄猛邱群虎苏宏健

装备制造技术 2018年1期

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。