姚斌辉 顾彦

（上海汽车集团股份有限公司技术中心）

动力总成悬置系统是动力总成振动噪声向车内传递的重要路径，可以说动力总成悬置系统的优劣将直接决定整车的NVH 性能。目前，很多学者开展了针对提升NVH 性能的悬置系统优化工作，通常采用基于悬置系统的六自由度模型来调整悬置位置、刚度等参数，从而优化及提升整车NVH 性能。文献[1]在国内较早地提出了悬置系统六自由度固有频率的优化计算方法。文献[2]开展了以能量解耦率为优化目标的悬置系统优化设计。文献[3]738-742建立了基于悬置系统位移控制的悬置设计计算方法，并提出了悬置非线性刚度设计的理念。在目前的研究中，基于整车实际问题或整车NVH性能的悬置非线性刚度分析优化工作相对较少。文章针对某车型在开发过程中出现的R 挡冷怠速工况下整车抖动问题，利用试验与仿真分析相结合的方法，对引起怠速抖动的原因进行了分析，并通过对悬置非线性刚度的优化设计，有效地解决了整车怠速抖动问题。

1 怠速抖动问题分析

某轿车在开发过程中出现了R 挡冷怠速抖动的问题，主观评估表现为：冷车启动后，挂到R 挡怠速，转向盘和座椅抖动明显，但随着发动机怠速转速逐渐降低，整车抖动逐渐改善，经一段时间待发动机转速稳定后，整车振动水平明显改善。

1.1 怠速抖动问题确认

对问题轿车进行振动噪声测试，座椅导轨振动测试结果，如图1所示。

图1 某车型原座椅导轨振动曲线图

由图1可以看出，在R 挡冷怠速的前60 s 内，车内座椅导轨振动很大，座椅导轨Z 向的振动加速度为0.180 m/s2，在 60 s 以后振动加速度逐渐减小，85 s 之后振动趋于稳定，座椅导轨Z 向振动加速度也逐渐减小为0.058 m/s2。振动水平满足设计目标要求。

从以上分析可知，怠速抖动问题主要出现在R 挡冷怠速的前60 s 范围内，85 s 后的怠速振动水平可以接受。

1.2 悬置隔振量测试

动力总成悬置系统是动力总成振动噪声向车内传递的重要路径，因此，对动力总成振动和悬置隔振进行进一步的测试分析。问题车采用钟摆式的三点悬置系统，通过发动机悬置、变速箱悬置和下拉杆将动力总成固定在车身上。对问题车在R 挡冷怠速工况下进行隔振测试，测试结果表明，在怠速转速稳定前后，发动机悬置和变速箱悬置的隔振量和车身侧振动变化较小，而下拉杆的隔振量和车身侧振动在此过程中的变化较大。图2示出下拉杆的振动测试结果，从图2中可以看出，在前60 s 的下拉杆车身侧的振动较大；而在60 s 后车身侧的振动逐渐下降，85 s 之后车身侧的振动趋于稳定。初步判断下拉杆悬置的隔振量变化是导致R 挡冷车怠速前60 s 车内抖动问题的主要原因。

图2 某车型下拉杆振动测试曲线图

发动机由于其固有的特性，在冷车状态下，一般会以较高的发动转速运转使润滑液尽快升温，以充分润滑发动机内部的构件。图3示出发动机转速与下拉杆隔振量的相关性分析。从图3中可以看出，R 挡冷怠速过程中，前60 s 内发动机的转速在1 150 r/min 左右，此时下拉杆的X 向隔振量为14 dB 左右；在60 s 后，发动机的转速开始下降，而下拉杆X 向的隔振量逐渐提高；85 s 之后，发动机的怠速转速基本维持在750 r/min，隔振量在30 dB 左右，车内抖动明显减少。

图3 某车型发动机转速与下拉杆隔振量的相关性分析曲线图

1.3 传递路径分析

通过以上分析可知，在R 挡冷怠速工况下，动力总成本体激励较大和下拉杆隔振较差是怠速R 挡工况下车内抖动的2 个原因，需要对其进行进一步分析。

从图2中可以看到，热车过程中，在发动机转速为1 150 r/min 时，下拉杆动力总成侧的X 向振动加速度为2.544 m/s2，而在转速为 750 r/min 时为 2.162 m/s2，1 150 r/min 时的振动是750 r/min 时的1.177 倍。而在此过程中，下拉杆车身侧振动变化则更为明显，在发动机转速为1 150 r/min 时为0.490 m/s2，而在750 r/min时为 0.066 5 m/s2，1 150 r/min 时的振动是 750 r/min 时的7.368 倍。由此可见，在2 种不同转速下，下拉杆的隔振水平相差很大。从图3中可以看出，在热车过程中，下拉杆X 向的隔振量从1 150 r/min 时的14.3 dB 上升到了750 r/min 时的30 dB。

根据NVH 的设计要求，在怠速工况下，一般要求悬置在主方向提供20 dB 以上的隔振量；且热车前后发动机本体振动变化量相对较小，因此，基本确定冷车R挡工况下，拉杆隔振差是造成车内抖动的主要原因。

2 下拉杆隔振分析与优化

在确定下拉杆隔振差是导致车内R 挡冷怠速抖动的主要因素之后，对该问题进行进一步分析，并寻找提高隔振水平的方法。

影响悬置隔振的因素主要有：悬置刚度、动力总成侧安装点刚度、车身侧安装点刚度。隔振量的计算，如式（1）所示[4]。

式中：β——隔振量，dB；

Kiso——悬置刚度，N/mm；

K1——动力总成侧安装点刚度，N/mm；

K2——车身侧安装点刚度，N/mm。

该车冷车前后的安装点刚度是不变的，那么影响下拉杆隔振的主要就是下拉杆刚度。

下拉杆刚度主要受到预载、环境温度的影响[5]。在发动机启动2 min 的过程中，环境温度从0 ℃上升到15 ℃，在这2 种环境温度下悬置的刚度差异较小。而在冷车前后，发动机的转速有着比较明显的变化，从1 150 r/min 下降到750 r/min，转速的高低会直接影响动力总成输出扭矩的大小，从而影响下拉杆的受力情况发生变化。一般悬置所受力越大，则对应的刚度越大。

2.1 动力总成输出扭矩计算

该车型采用的是带液力变矩器的自动变速箱，发动机转速的不同将直接导致动力总成输出扭矩的不同。在R 挡怠速工况下，变速箱输出扭矩的计算，如式（2）所示。

式中：T——变速箱的输出扭矩，N·m；

C——液力变矩器特性值，由液力变矩器特性决定，为定值，N·m/（r/min）2；

n——发动机转速，r/min；

ST——液力变矩器的最大值失速扭矩系数，为定值；

ir——倒挡传动比；

i0——主减速比。

发动机的怠速转速在冷热车状态下一般差异较大，由于发动机在热车过程中需要提高转速，以使发动机机油得到充分预热，以保证发动机内部齿轮得到充分润滑，所以在冷车状态下发动机的怠速转速往往较高。问题车在R 挡冷怠速和热怠速时，发动机的转速存在较大差异。在R 挡冷车怠速时，发动机的转速为1 150 r/min 左右；而R 挡热车时，发动机的转速为750 r/min 左右。

通过式（2）可计算出：冷车怠速工况下，变速箱的输出扭矩为1 150 N·m；而在热车怠速工况下，变速箱的输出扭矩为460 N·m，也就是说在热车工况下，动力总成的输出扭矩不足冷车工况下的一半。动力总成输出扭矩的不同将直接导致下拉杆工作状态的变化。

2.2 下拉杆工作状态分析

利用ADAMS 软件，建立多体动力学模型，并施加式（2）计算得到的动力总成扭矩载荷，可分析得到R 挡冷车怠速和热车怠速工况下下拉杆X 向的受力大小分别为 1 917 N 和 902 N。

在悬置零件的设计中，应该充分设计好悬置在不同载荷工况下的工作点，一般用力-位移的非线性特性曲线进行确定。图4示出6 种行驶工况下，期望的悬置力- 位移曲线的工作点位置[3]739。

图4 某车型不同形式工况下悬置力与位移曲线工作点位置示意图

从图4中可以看出，在怠速工况下，悬置的刚度处于线性范围内，仅在急加速或冲击工况下才处于非线性段。

根据ADAMS 计算得到载荷信息，可在问题车原下拉杆非线性刚度曲线上画出R 挡冷热怠速工作点，如图5所示。

图5 原下拉杆X 向非线性刚度曲线及R 挡冷热怠速工作点位置图

从图5中可以看出，当下拉杆受力为902 N 时，对应的工作点处于线性刚度区域内，此时下拉杆的刚度为113 N/mm；当下拉杆受力为1 917 N 时，对应的工作点已经处于非线性刚度区域，此时刚度较大，为1 800 N/mm，下拉杆内芯子已经碰上外圈的限位块，不能提供良好的隔振。

2.3 下拉杆非线性刚度优化

重新优化设计下拉杆刚度，以降低R 挡冷车怠速工况下的悬度，解决R 挡冷车抖动的问题。优化前后的下拉杆X 向非线性刚度曲线，如图6所示。

图6 某车型优化前后的下拉杆X 向非线性刚度曲线图

从图6中可以看出，R 挡冷怠速时下拉杆的刚度由原来的1 800 N/mm 减小为优化后的455 N/mm。由式（1）可知，优化后的下拉杆将有效改善R 挡冷车怠速时的隔振量。

3 试验验证

将优化后的下拉杆样件装车，驾驶后主观感受为，R 挡冷怠速下整车振动明显改善。实车测试对比结果，如表1所示。从表1可以看出，新样件装车后，车内座椅导轨振动加速度明显减小，满足设计要求。

表1 某车型座椅导轨振动加速度优化前后对比 m/s2

4 结论

针对某车型R 挡冷怠速抖动问题，文章利用隔振分析和多体动力学仿真，确定在R 挡冷怠速工况下下拉杆受力过大，已处于非线性刚度区域。通过优化下拉杆非线性刚度曲线，使整车怠速抖动问题得到明显改善。悬置的刚度会随着工作载荷的变化而变化，不合理的悬置刚度将会引起整车的NVH 问题，应根据载荷合理设计悬置的力-位移曲线，使悬置刚度处于合理的工作点位置。