冷启动怠速R挡座椅振动优化

史晓宁，潘威，田子龙，黄颖，任超

（广州汽车集团股份有限公司汽车工程研究院，广东 广州 511434）

前言

随着汽车的逐步普及，车辆NVH（Noise Vibration and Harshness）性能已成为用户选择汽车的重要因素之一。座椅作为驾驶员直接接触的零部件，振动大时极易引起用户抱怨，降低驾乘感受，影响品牌口碑及形象，因此优化座椅振动对提升汽车品质具有重要意义[2]。

随着国六排放法规在全国各地的强制实施，各主机厂不得不应对这一严苛的排放标准。其中常采用的一个策略就是提高冷车状态下发动机怠速转速，此时给车内振动（尤其是座椅振动）带来了更大的挑战。

本文针对冷启动怠速R挡座椅振动不达标问题，分别对激励源、传递路径及响应点进行了分析，判定发动机激励大和抗扭拉杆隔振不足是产生该问题的重要原因。通过优化发动机转速策略和抗扭拉杆结构，使发动机激励力明显降低，抗扭拉杆隔振性能显著提高，最终座椅振动明显降低，达到前期设定的目标值。

1 问题描述

某搭载手自一体变速器（AT）的试验车在开发调校过程中，当车辆在18℃～30℃环境温度下静置8小时后，启动发动机并立即挂R挡，座椅振动明显，约40秒后，随着发动机转速降低，座椅振动也明显降低，随后问题逐渐消失。

1.1 座椅振动测点布置及数据采集系统

本文在驾驶员座椅导轨布置一个B&K 4524B三向加速度计用以监测座椅振动，同时采用LMS SCADS数据采集系统进行振动数据采集，如图1所示。

图1 测点布置及数据采集系统

1.2 座椅振动数据采集及分析

该试验在广汽研究院整车转毂半消声室进行。环境温度25℃，试验前车辆静置8小时以上。启动发动机后，立即挂入R挡，待车辆稳定后开始测试，10s后结束试验，结果如图2所示。将座椅三个方向（X向、Y向和Z向）的振动RMS值计算可得出振动总值[3]为 0.50 m/s2，远超小于或等于0.13m/s2的目标要求。

通过对稳态振动时域数据进行快速傅里叶变换得到其频谱分析结果，可快速识别出振动的主要频率，如图2所示。从频域图中可以看出，座椅振动的主要峰值频率为38.3Hz。根据发动机点火二阶频率计算公式f=2*n/60，式中n为转速（1150r/min），图中峰值频率正好对应发动机的点火激励频率，且振动最大方向为X向。

图2 座椅振动图

2 机理分析

怠速座椅振动是由激励源、传递路径和响应综合作用的结果，传递路径可能存在一条或者多条。为此，建立冷启动怠速工况下座椅振动的激励源—传递路径—响应分析模型，如图3所示。

图3 座椅振动分析模型

2.1 激励源及关键路径振动数据采集

为进一步调查问题原因，采用多个振动加速度计对激励源及关键路径测点进行振动数据采集。

激励源测点主要包括左悬置、右悬置、后悬置这三个悬置的主动侧，用以监测动力总成本体振动；关键传递路径测点主要包括三个悬置被动侧，散热器四个隔振垫主、被动侧，转向节，前减振器塔座以及排气吊耳主、被动侧等。其中，悬置被动侧传感器主要监测悬置的隔振性能，散热器主、被动侧主要监测散热器隔振垫的隔振性能；转向节处和塔座处振动主要监测减振器topmount的隔振性能，排气吊耳主、被动侧振动主要监测排气吊耳的隔振性能。部分测点如图4所示。

图4 部分振动测点位置

2.2 数据分析

通过对散热器、转向节、塔座、排气吊耳振动数据进行分析，均未发现明显异常。随后对动力总成三个悬置的主、被动侧测点的振动数据进行分析，发现抗扭拉杆主动侧和被动侧振动均异常大，主动侧X向二阶和被动侧二阶振动分别达到了4.43 m/s2和0.25m/s2，与车内座椅导轨X向振动异常相吻合，振动频谱如图5所示。

图5 抗扭拉杆振动频域图

悬置的隔振效果通常用隔振量TdB表示，可用公式表示为：

式中aa为拉杆主动侧振动加速度，ap为拉杆被动侧振动加速度。

根据实测数据计算得出抗扭拉杆X向隔振量为25dB，低于冷态下大于或等于30 dB的隔振要求。因此，初步判断该问题主要是由于发动机激励大和抗扭拉杆X向隔振不足引起，传递路径基本确定为：发动机→抗扭拉杆→前副车架→车身→座椅。

2.3 抗扭拉杆刚度识别

影响抗扭拉杆隔振性能的最重要指标是刚度。而对于某一特定工况下的刚度，主要是由载荷和抗扭拉杆结构所决定。

使用eDAQ数据采集器对抗扭拉杆X向载荷进行测试，测试结果显示，抗扭拉杆X向的载荷为2250N。使用MTS 831单轴测试台对抗扭拉杆进行刚度测试，结果如图6所示。结合抗扭拉杆X向的载荷和刚度曲线，可以得出冷启动怠速R挡工况下，抗扭拉杆处于进入非线性段，刚度为3100N/mm。

图6 抗扭拉杆刚度测试

3 改进方案及验证

3.1 改进方案

从优化激励源和传递路径出发，提出以下两个改进方向：（1）降低发动机激励力；（2）提高抗扭拉杆隔振量。

图7 发动机转速改进后抗扭拉杆主动侧振动频域图

降低发动机激励力（即降低该工况下抗扭拉杆的载荷），原则上可以通过以下三个方案来实现。方案一，增大抗扭拉杆与左右悬置连线的跨距。同样扭矩下，力臂增大，可降低抗扭拉杆的载荷。方案二，降低怠速R挡的变速器速比。在保证发动机输出扭矩不变的情况下，降低变速器的输出扭矩，从而可达到降低抗扭拉杆载荷的目的。方案三，降低该工况下发动机的转速达到降低发动机的输出扭矩的目的。由于该车已处于研发中后期，没有足够的周期来做大的结构改动，故方案一和方案二不可行。因此，只能采取第三种优化方案，将发动机转速由1150rpm降低至1000rpm。经测试，拉杆的载荷从2250N降低至1650N，降低了27%。同时，抗扭拉杆主动侧X向二阶振动从4.43 m/s2降低至1.88 m/s2，降低了58%，测试频谱如图7所示。

为提高抗扭拉杆隔振量，可从降低抗扭拉杆非线性段刚度出发，重新对其结构进行改进，如图8所示。改进后抗扭拉杆刚度曲线如图9所示。此时抗扭拉杆的刚度从3100N/mm降低至500N/mm，降低了83%。

图8 抗扭拉杆悬置结构改进图

图9 抗扭拉杆X向刚度曲线对比

将发动机转速降低 150rpm和抗扭拉杆结构改进两个方案同时搭载到问题车上进行测试，抗扭拉杆被动侧振动结果如图10所示。从图中可以看出，抗扭拉杆被动侧X向振动明显降低，二阶振动从原来的0.25m/s2降低至0.04 m/s2，降低了84%，抗扭拉杆隔振量也从原来的25dB提高至33dB。

图10 抗扭拉杆被动侧振动对比

改进后的座椅导轨振动测试结果如图11所示。从图中可以看出，座椅导轨振动主阶次从38.3Hz转移到了33.5Hz，振动总值从原来的0.50 m/s2降低至0.09m/s2，降幅明显，也满足小于或等于0.13 m/s2的目标要求。随后，对改进后的样车进行主观评价，座椅振动仅剩轻微振动，不会引起客户抱怨。

图11 座椅导轨振动曲线

4 结束语

本文通过对冷启动怠速R挡工况下座椅振动的产生机理进行分析，明确了振动控制模型，并根据模型采集得到相关测点的振动数据，得出动力总成振动通过抗扭拉杆传递至副车架、车身这一主要传递路径，从而识别出发动机激励大和抗扭拉杆隔振不足是问题产生的根本原因。随后，通过降低发动机转速和优化抗扭拉杆结构，有效降低了发动机激励力和抗扭拉杆刚度，最终使常温冷启动怠速R挡工况下座椅导轨振动大的问题得到有效解决[4]。