林 胜，钟秤平，杜满胜，徐高新，高雅娜，徐文静

(1.江铃汽车股份有限公司，江西 南昌 330001)(2.江西省汽车噪声与振动重点实验室，江西 南昌 330001)

随着汽车技术的不断发展，消费者对汽车的驾乘感和舒适性能有了越来越高的要求。在整车性能指标中，NVH (噪声、振动、舒适性)性能已经成为用户敏感度最高的指标之一[1]。其中方向盘、座椅等整车怠速振动性能越来越受消费者的关注，是汽车用户对汽车品质最敏感的主观感受[2]。本文针对某四缸发动机车型整车怠速抖动问题，通过“源—路径—响应”的分析方法，对关键的子系统进行排查，确认抖动根本原因，最终通过对子系统进行优化，解决整车抖动问题。

1 问题分析与描述

1.1 基本描述

整车怠速抖动问题，普遍采用主观评估和客观测试相结合的方法。本文故障车在热机怠速工况下(怠速转速为750 r/min)，主观感觉座椅及方向盘振动较大且持续存在，易引起顾客抱怨。

1.2 振动频谱分析

发动机的激励主要是由发动机曲轴周期性运动引起的，其激励频率以发动机点火阶次为主[2]。该车型是四冲程四缸发动机，一般以2阶点火频率为主，激励频率f计算公式如下：

(1)

式中：n为发动机转速。

该车型发动机怠速转速为750 r/min，其2阶点火频率为25 Hz，与图1抖动频率吻合，故而将该抖动问题定义为怠速2阶抖动问题。从振动频谱数据可知，座椅导轨2阶振动峰值为0.42 mm/s，方向盘2阶振动峰值为1.32 mm/s，均超出目标值，见表1。

图1 故障车整车怠速2阶振动频谱数据

表1 故障车怠速2阶振动速度对比 单位：mm/s

2 问题分析思路

座椅及方向盘的振动问题一般是由激励源激励，经由传递路径传递到车内引起的[3]，因此需要对各个传递路径上的子系统进行排查。具体的分析流程如图2所示。

图2 整车怠速2阶振动问题排查流程图

3 源头分析

故障车以及3台无抖动问题竞品车的测试数据见表2，故障车在振动源头上与竞品车水平相当，故判断源头不是引起该问题的关键。

表2 故障车与竞品源头振动速度对比 单位：mm/s

4 传递路径分析

4.1 悬置系统分析

动力总成悬置系统对整车的减振有非常重要的作用，可以衰减动力总成传递到车身的激励，起到隔振的效果；动力总成悬置系统的性能一般用隔振量的大小来衡量[4]。

通过测量动力总成悬置系统的主动端与被动端的振动速度，发现悬置系统隔振性能良好。为了进一步确定悬置系统的贡献，通过断开动力总成悬置，主观评价及客观测试座椅及方向盘振动，结果表明无明显优化效果，见表3。

表3 断开悬置振动速度对比 单位：mm/s

4.2 传动系统分析

半轴是传动系统的关键零件，半轴的振动在很大的频率范围内对整车的振动和噪声产生重要影响。半轴除了本身产生NVH问题外，还会传递和放大整车传动系统NVH，许多整车传动系统的NVH问题可以通过优化半轴进行解决[5]。针对该问题，本文断开半轴与变速箱的连接，主观评价及客观测试均显示无明显优化效果，见表4所示，可以判断本文怠速2阶抖动问题并非通过半轴进行传递。

表4 断开半轴振动速度对比 单位：mm/s

4.3 冷却系统分析

动力总成振动可以通过冷却模块传递至车身，本文通过断开冷却模块减震垫进行测试。主观感觉车内振动优化明显；客观数据显示，主驾座椅的2阶振动峰值由0.42 mm/s降低至0.30 mm/s，方向盘2阶振动峰值由1.32 mm/s降低至0.78 mm/s，如图3所示。

图3 断开冷却模块验证结果对比

从客观数据可以判断，冷却系统是影响整车2阶抖动的关键因子，需要进一步分析。

冷却系统刚体模态频率一般为15～40 Hz，较易与发动机低阶激励耦合。对冷却模块塑料框架进行模态测试，测试现场及结果如图4所示，在24.8 Hz存在Z向平动刚体模态，该模态与怠速发动机2阶激励频率接近，较容易引起共振。

图4 前端冷却模块框架模态测试图

影响冷却系统刚体模态的主要因素为冷却模块的质量以及冷却模块减震垫的动刚度[6]，因此需要测试减震垫的动刚度，设计出符合要求动刚度的减震垫并进行整车验证。

通过手工改制减震垫，如图5所示，手工方案1为在原基础上增加一层减震垫，可以起缓冲作用，从而减低整体的动刚度；手工方案2为增加中间圆柱体高度，并在减震垫外圈四周增加4个小凸台，作用是改变橡胶接触面，从而降低整体的动刚度。采用图6所示的动态测试分析仪对改制的方案进行动刚度测试，同样的橡胶材料及硬度下，手工方案2最优，动刚度降低约34%，见表5。

图5 不同方案减震垫对比

图6 动态测试分析仪测试设备

表5 相同测试条件下不同方案减震垫动刚度对比

对手工方案2的工装件进行装车验证，测试整车状态下冷却模块的刚体模态。如图7所示，Z向平动模态由原来的24.8 Hz优化至21.8 Hz，满足与发动机2阶激励避频3 Hz的要求。如图8所示，座椅的2阶振动峰值由0.42 mm/s降低至0.31 mm/s，方向盘2阶振动峰值由1.32 mm/s降低至0.83 mm/s，基本达到断开冷却模块的水平。

4.4 排气系统分析

动力总成振动可以通过排气系统传递至车身。

图7 方案2状态前端冷却模块框架模态振型

图8 方案2状态优化效果对比

本文在冷却系统优化状态的基础上，通过断开排气系统吊耳，保证排气系统姿态与基础状态一致，主观评估及客观测试均表明车内振动优化明显，座椅的2阶振动峰值降低至0.20 mm/s，方向盘2阶振动峰值降低至0.47 mm/s，满足相关要求。由此确定“发动机—排气系统—车内”是关键的传递路径。

怠速工况下排气吊钩力是分析该振动的重要指标[7]。吊钩力Fr的计算公式为：

Fr=Kr×(Xexh-Xbody)

(2)

式中：Kr为吊钩动刚度系数；Xexh为排气侧吊钩随频率变化位移；Xbody为车身侧吊钩随频率变化位移。得到吊钩的加速度值后通过计算可以得到吊钩位移。

如图9所示布置传感器，测试6个吊钩的吊钩力，测试结果见表6。从表可以看出，第1、3、5、6吊钩不满足要求，其中第1吊钩超标较多，需要进一步分析超标原因。

影响排气系统吊钩力的因素主要包括排气系统的波纹管刚度、吊耳刚度、排气系统吊钩位置、排气系统质量等，从工程可行性角度考虑，改变波纹管的刚度以及吊耳的刚度最具有工程可行性。基础状态波纹管长度为180 mm，25 Hz频率下对应的轴向刚度和径向刚度分别为27 N/mm和13 N/mm。

图9 吊钩力测试传感器布点示意图

表6 吊钩力测试结果单位：N

结合供应商数据库，选择长度为200 mm的波纹管，25 Hz频率下对应的轴向刚度和径向刚度分别为18 N/mm和8 N/mm，如图10和图11所示。

图10 2种波纹管轴向刚度数据

图11 2种波纹管径向刚度数据

结合耐久要求和供应商的现有产品，采用低一等级刚度的吊耳方案，刚度曲线如图12所示，基础状态和优化状态25 Hz频率下对应的刚度分别为41 N/mm和25 N/mm。

本文采用200 mm波纹管以及排气吊耳优化方案进行怠速工况吊钩力以及整车效果验证。测试结果见表7，可知排气系统第2～6吊钩的吊钩力满足要求，第1吊钩相比原来优化40%。在整车状态怠速工况，座椅2阶振动优化至0.24 mm/s，方向盘2阶振动优化至0.53 mm/s，达到设定的目标，如图13所示。

图12 2种吊耳刚度数据

表7 吊钩力测试结果 单位：N

图13 优化状态测试结果

5 优化方案验证

对冷却及排气系统组合方案一起进行增加样本量验证，随机抽取3台样车进行测试，结果显示3台样车均有明显的优化，优化后状态满足目标要求，结果见表8。

表8 增加样本量验证结果 单位：mm/s

6 结束语

本文通过系统分析动力系统、悬置系统、传动系统、冷却系统、排气系统对振动速度的影响，给出了一种解决某传统车型怠速2阶抖动问题的方法。该方法具有较强的通用性，为怠速NVH的设计提供了一定的技术支持。此外，该方法不仅适用于传统燃油车，也被混合动力汽车所采用，有了更广泛的应用空间。