某三缸机车型蠕行工况整车抖动共振的分析与改善

马艳恒、韩全友、张翰芳、孙义勇、王冬冬

（吉利汽车研究院（宁波）有限公司，宁波 315336）

0 引言

随着科学技术的发展和人们生活水平的提高，汽车的舒适性越来越受到人们的关注。而汽车的舒适性受NVH 性能影响较大，因此各大整车厂商都已将汽车NVH 性能作为一个重要的设计指标。动力总成悬置是动力总成振动向车身和驾驶室传递的首要路径，对整车隔振起着至关重要的作用。本文从动力总成悬置着手研究优化方案，以期改善问题。

1 背景介绍

某车型在实车试驾过程中被发现，该车型蠕行工况存在较大幅度的整车抖动共振，驾驶室振感明显，不可接受。该车型搭载的动力总成为1.0T 三缸增压发动机和CVT 无级变速器，该发动机无平衡轴。

进一步排查发现，在车辆定置状态下，换P 挡轻踩加速踏板，发动机转速维持在1 050 r/min左右时，整车出现较大幅度的共振，与蠕行工况发动机转速1 000～2 000 r/min 吻合。因此，初步判断是由于动力总成振动引起的整车共振。

为分析该共振的根本原因，设置工况为P 挡定置工况，在悬置主动端、悬置被动端、座椅导轨以及方向盘上布置振动加速度传感器，使用LMS SCADAS Ⅲ数采前端设备，采集各传感器上的振动加速度数据。然后应用LMS Test.Lab 振动噪声分析系统[1]，对数据进行处理分析，判断问题的根本原因，寻求解决问题的方案。

2 问题车测试及数据分析

2.1 问题车客观数据测试结果及数据分析

通过测试数据分析，座椅导轨Z 向在1 000～1 200 r/min有一个较大幅度的振动（图1），与试驾问题一致。进一步分析得知，振动的主要阶次为1 阶（图2），同时分析得知，该转速区间右悬置主动端同样存在一个较大幅度的1 阶振动（图3）。

图1 问题车座椅导轨上的振动数据

图2 问题车座椅导轨1 阶振动

图3 问题车右悬置主动端1 阶振动

2.2 问题车共振频率分析

根据客观测试结果，确定问题车共振的根源在于动力总成，主要集中在发动机端，且振动阶次为1 阶。该工况下只有发动机在运转，其振动激励主要为点火激励。

发动机点火主要阶次的激励频率f的计算公式如下[2]：

式中n——发动机转速

i——发动机缸数

τ——发动机冲程

该问题主要共振转速集中在1 050 r/min，发动机为三缸四冲程发动机。三缸发动机的主要点火激励阶次为1.5 阶，计算可得，该问题下发动机点火1.5 阶激励频率为26.25 Hz。而问题发生的阶次为1 阶，频率为17.50 Hz。

2.3 问题车共振的根本原因分析

在定置工况下，仅发动机点火激励产生共振，判断是由于动力总成悬置系统的刚体模态与动力总成点火激励频率耦合所致。应用Adams 建立动力总成悬置系统多体动力学仿真模型[3]，代入问题悬置的刚度参数进行分析，结果如下表1。

表1 问题车动力总成悬置系统的刚体模态仿真分析频率

对问题车动力总成悬置系统的刚体模态进行测试（表2），与仿真分析结果基本一致。由此可以确定问题的根本原因为，动力总成悬置系统的刚体模态Roll 方向频率与动力总成1 050 r/min 附近的点火激励1 阶频率耦合，导致整车共振。

表2 问题车动力总成悬置系统的刚体模态实测频率

3 问题的优化改善

3.1 问题的优化方案思考

通过以上对问题车实测和分析，明确问题的根本原因为动力总成悬置系统的刚体模态Roll 方向频率与动力总成1050 r/min附近的点火激励1 阶频率耦合导致。

对于频率耦合问题，通常采用避频的策略进行改善。但是，对于该车存在的问题，若采用避频的策略，会存在以下2 个问题难以解决。

（1）往下避频，即使动力总成悬置系统的刚体模态Roll 方向频率降低到16 .00 Hz 以下，可以避免蠕行工况的频率耦合。但是，Roll 方向频率在16.00 Hz 以下时，会与发动机转速为940 r/min 以下的点火激励耦合。而该发动机的怠速转速处于该区间，会导致怠速振动严重劣化，不可行。

（2）往上避频，即使动力总成悬置系统的刚体模态Roll方向频率提高到19.00 Hz 以上，可以避免蠕行工况的频率耦合。但是，Roll 方向频率在19.00 Hz 以上时，会与发动机转速为1 200 r/min 以上的点火激励耦合。而该发动机的冷车热机转速处于该区间，会导致冷车热机过程的振动严重劣化，不可行。

因此，对该车存在问题，考虑采用抑制共振的策略进行改善。

3.2 问题的优化的理论依据

根据动力总成悬置系统的隔振原理[4],不同阻尼系数下的频率比与振动传递率的关系式公式为：

式中TA——振动传递率

λ——频率比

C——阻尼比

由此可得到以下结论。

3.3 问题的实物验证

对于普通橡胶悬置而言，其阻尼直接由橡胶材料决定。常规的橡胶材料阻尼基本在2～4，很难通过调整橡胶材料在实现较大的阻尼。而该系统中，为获得较好的车辆平顺性，右悬置设计为液压悬置，故考虑优化液压悬置的液压特性，使其既具有较好的整车平顺性，又能改善该蠕行共振问题。

车辆平顺性主要体现在整车过颠簸路工况，动力总成上的振幅PP（峰峰值）在1.00 mm 以上，频率在11.00 Hz 左右。故要求液压悬置在此振幅与频率下应具有大阻尼的特性，该特性在初始设计中已实现。

而蠕行共振问题的动力总成振幅与颠簸路工况的振幅并不一致，其频率为17.50 Hz。对问题车采集的右悬置主动端振动加速度进行二次积分，得到右悬置主动端的振动位移曲线如图4所示，可知该问题工况的共振振幅PP 约为0.12 mm。

图4 问题工况的振动位移曲线

对右悬置的阻尼角进行改制调试，分别制作PP 为0.10 mm振幅下，17.50 Hz 时不同阻尼角的样件，装车进行主观评价和客观测试。客观测试结果如图5所示，主观评价结果见下表3。

表3 问题车动力总成悬置系统的刚体模态实测频率

图5 不同阻尼角下的座椅导轨振动曲线

由客观测试结果和主观评价结果可知，在阻尼角大于6°时，共振有明显改善；在阻尼角大于8°时，共振问题已可接受。

4 结束语

本文通过对问题点的实测和解析，初步判断出问题的根本原因，然后运用Adams 多体动力学仿真手段对问题的根本原因进行确定，并根据动力总成悬置系统的隔振原理优化液压悬置特性进行实车验证。结果表面，优化方案解决了该车型蠕行工况整车共振问题，相比优化前取得了明显的改善效果。也进一步表明，当出现共振问题无法避频时，采取提高共振系统阻尼的措施同样能取得良好的效果。