客第１期 车技术与研究 ＢＵＳ＆ＣｏＡＣＨ ＴＥＣＨＮｏＬ０ＧＹ ＡＮＤ ＲＥＳＥＡＲＣＨ 汽车加速共振的研究 李光明，刘 辉，陈富强 （安徽江淮汽车股份有限公司，合肥２３０６０１） 摘要：对汽车加速共振进行研究，从加速共振的机理、传递路径、解决方法等几个方面进行阐述，提出有 益的见解。 关键词：ＮＶＨ：加速共振：传递路径 中图分类号：Ｕ４６４ 文献标志码：Ｂ 文章编号：１００６—３３３１（２０１３）１９—００１９—０３ Ｓｔｕｄｙ ｏｎ Ａｃｃｅｌｅｒａｔｉｏｎ Ｒｅｓｏｎａｎｃｅ ｏｆ Ｖｅｈｉｃｌｅ Ｌｉ Ｇｕａｎｇｍｉｎｇ，Ｌｉｕ Ｈｕｉ，Ｃｈｅｎ Ｆｕｑｉａｎｇ （Ａｎｈｕｉ Ｊｉａｎｇｈｕａｉ Ａｕｔｏｍｏｂｉｌｅ Ｃｏ．，Ｌｔｄ，Ｈｅｆｅｉ ２３０６０１，Ｃｈｉｎａ） Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｔｈｅ ａｕｔｈｏｒｓ ｉｎｖｅｓｔｉｇａｔｅ ａｃｃｅｌｅｒａｔｉｏｎ ｒｅｓｏｎａｎｅｅ ａｎｄ ｅｌａｂｏｒａｔｅ ｔｈｉｓ ｐｒｏｂｌｅｍ ｆｒｏｍ ｔｈｅ ｒｅｓｏｎａｎｃｅ ｍｅｅｈａ— ｎｉｓｍ，ｔｒａｎｓｆｅｒ ｐｉｐｅｌｉｎｅ ａｎｄ ｒｅｓｏｌｖｅ ｗａｙ，ａｎｄ ｐｕｔ ｆｏｒｗａｒｄ ｕｓｅｆｕｌ ｖｉｅｗｓ． Ｋｅｙ ｗｏｒｄｓ：ＮＶＨ（Ｎｏｉｓｅ，Ｖｉｂｒａｔｉｏｎ，Ｈａｒｓｈｎｅｓｓ）；ａｃｃｅｌｅｒａｔｉｏｎ ｒｅｓｏｎａｎｃｅ；ｔｒａｎｓｆｅｒ ｐｉｐｅｌｉｎｅ 某公司生产搭载１．９Ｔ发动机（自产柴油发动机１和自 产５档手动变速器的ＳＵＶ车，发动机转速在１ ３００～１ ６００ ２）在自产１．９ＴＣＩ＋５ＭＴ和外购１．９Ｔ＋６ＭＴ实车上进 行发动机一变速器的扭转振动试验，如图３和图４所 示。 ｒ／ｍｉｎ的范围内出现共振，特别是高档位（３、４、５）时平顺 性非常差，感觉整个车身都有共振【１Ｊ；而搭载外购１．９Ｔ 发动机（外购柴油发动机）和６档手动变速器的ＳＵＶ车 的各档位都不存在以上问题。 对于自产发动机和自产变速器ＳＵＶ车的振动，全 油门加速时感觉较明显，正常匀速行驶则感觉不明显， 处于可接受范围，说明油门的开启度与激励源的振幅有 关系。此次分析基于同一个车型搭载不同发动机和变速 器进行对比。 图３发动机３档扭转 振动比较曲线 图４发动机４档扭转 振动比较曲线 ３）悬架下摆臂的实车模态试验如图５所示。 １试验及结果分析 １．１试验 为确认以上问题的原因，进行了以下试验。 １）３档／４档全加速状态下车内噪声测试，如图１和 图２所示。 Ｐａ Ｐａ ＼ ０．０Ｏ 厂＼ Ｈｚ ２００．００ ＼、、 √ １６５２．４６ ３００Ｏ．ＯＨ０ ｒ／ｍｌｎ ＼ ＼． １５ ０．００ ： 图５下摆臂实车模态测试曲线 ４）发动机扭矩输出试验曲线如图６所示。从图６ 图２ ４档全加速车内 图１ ３档全加速车内 可以看出，两种发动机的扭矩变化曲线是不一样的，自产 发动机的扭矩变化曲线较尖锐，在怠速到１ ５００ ｒ／ｍｉｎ急 噪声曲线 噪声曲线 作者简介：李光明（１９７４一），男，硕士；高级工程师。 ２０ 客车技术与研究 加速的过程中，扭矩变化较快，如果在此区间频率与某 件的固有频率接近，容易产生共振现象，其振幅较大【２＿３ｊ。 量 １５００ 发动机转速，（ｒ／ｍｉｎ） 图６发动机扭矩曲线比较 １．２结果分析 从以上试验结果可以看出： １）车内噪声与发动机一变速器的扭转振动频率一 致，ＳＵＶ１．９ＴＣＩ ３档时共振点在１ ６５０ ｒ／ｍｉｎ附近，４档时 的共振点在１ ５５０ ｒ／ａｒｉｎ附近，因此，可认为发动机一变 速器的扭转振动是产生车内噪声的原因。 ２）自产发动机的扭振较外购发动机大２０％，而 ５ＭＴ的扭振较６ＭＴ大６０％，说明外购发动机车型振动 较好是因为发动机一变速器的扭转振动较小，同时显示 ６ＭＴ可能比５ＭＴ具有更大的摩擦阻力。 ３）ＳＵＶ１．９ＴＣＩ发动机一变速器的扭转振动在３档 和４档差别不大，但车内噪声４档远大于３档，说明振 动在从变速器传递到车内的过程中，某一部件的固有频 率接近４档振动频率，从而放大了４档的振动。 ４）下摆臂的模态试验显示其固有频率为５０ Ｈｚ，非 常接近４档共振频率（５１．６ Ｈｚ），意味着３）点中放大４ 档振动的部件很可能是下摆臂。 ２结论及改进措施 基于以上试验及分析，可以得出以下初步结论。 ＳＵＶ加速时的共振是由于发动机一变速器的扭转共振 与传递路径上的某一部件（很可能下摆臂）的共振双重 共振引起的 】，解决ＳＵＶ加速共振的方法应该是（一般 不改发动机的扭矩输出曲线）：第一，使发动机一变速器 （传动系统）的扭转共振与下摆臂（悬架系统）的共振错 开，同时更改两个共振频率，使它们朝相反的方向变化 是比较好的方法，而只改变其中一个频率则改善效果有 限；第二，减弱扭转振动的传递。 ２．１关联部件识别 １）影响传动系统固有频率的部件。决定传动系统 扭转振动频率的主要因素：离合器的扭转刚度、传动轴 的扭转刚度、变速器对应档位的转动惯量 。 ２）影响悬架系统固有频率的部件。影响悬架系统 固有频率的主要因素：悬架衬套的刚度、减振器上安装 点橡胶刚度、轮胎刚度、悬架部件的质量。 ２．２可能的改进措施 可能的改进措施如表１所示。 表１可能的改变措施 降低频率 提高频率 传动系统 双质量飞轮，降低离合器 提升离合器弹簧刚度，提高 弹簧刚度 驱动轴刚度 悬架系统 降低悬架衬套和轮胎刚度， 提高悬架衬套和轮胎刚度 增加质量 ２．３措施验证 １）悬架下摆臂衬套。根据经验，下摆臂通常是悬架 振动传至车身最重要的路径。对下摆臂进行模态试验， 试验结果如下：模态试验显示下摆臂实车状态下以刚体 形式绕ｚ轴旋转振动，下摆臂后衬套运动量较大，对应 的副车架上的点振动量相对较小；更换不同刚度的下摆 臂衬套，导致的下摆臂固有频率变化只有１ Ｈｚ～２ Ｈｚ，同 时整车和下摆臂的振动／噪声没有明显变化。结论：下 摆臂金属件的刚性已经很强，不需要加强；下摆臂衬套 刚度对其固有频率基本没有影响；通过下摆臂传递到副 车架上的振动对车内噪声没有明显的影响。 ２）轮胎。悬架下摆臂内侧由其前后安装衬套连接 至副车架，而外侧由球销连接至车轮。由于其衬套刚度 对其固有频率基本无影响，故轮胎可能是控制下摆臂同 有频率的关键部件。对轮胎进行如下试验： ①将轮胎气压从２２０ ｋＰａ降至７０ ｋＰａ，进行道路及 模态试验。下摆臂模态试验的结果显示５０ Ｈｚ的共振频 率消失，同时路试结果显示车内噪声明显降低。 ②将ＳＵＶ的前轮从２２５／７０ Ｒ１６更换为２２５／６０ Ｒ１７， 模态试验结果显示，下摆臂固有频率从５０ Ｈｚ变为５５ Ｈｚ，但道路试验中车内噪声仅有轻微的改善。 结论：轮胎刚度对下摆臂固有频率有明显影响；下 摆臂固有频率从５０ Ｈｚ变为５５ Ｈｚ不足以避开共振点， 所以改善不明显。 ３）增加下摆臂质量。从以上试验结果来看，改变下 摆臂各连接点的刚度对改变下摆臂的固有频率效果不 明显，因此，考虑通过改变下摆臂的质量来改变下摆臂 的固有频率。在下摆臂上增加１．８ 的铅块，并进行测 试：路试和模态试验显示下摆臂固有频率没有明显的变 化。分析其原因，可能是下摆臂的“模态质量”包含了整 第１期 李光明，刘辉，陈富强：汽车加速共振的研究 ２１ 个车轮、制动盘、轮毂等，总质量在２０～３０ ｋｇ，因此，增加 的１．８ ｋｇ质量没有效果。结论：下摆臂的模态质量过高， 不可能增加如此大的质量改变器固有频率。 ４）减振器上安装衬套。根据上述１）的实验结果，通 验证，双质量飞轮确实有效地解决了加速共振问题。 ３总结及建议 综上所述，通过目前的试验，可以确定有效性的方 过下摆臂传递到副车架上的振动对车内噪声没有明显 的影响，所以主要的振动力可能是通过下摆臂传至减振 案：双质量飞轮；增加减振器上安装点衬套刚度；降低副 车架衬套刚度。本次对某款ＳＵＶ的加速共振问题进行 器再传至车身的。对减振器上安装点衬套两侧（车身侧 和减振器侧）进行振动测试：ｘ向的振动水平较高；将上 安装点衬套橡胶硬度从６０ ＨＡ提高到７５ ＨＡ，此时车内 噪声在前排降低了约３ ｄＢＡ，后排降低了６ ｄＢＡ；同时下 摆臂和上安装点处的振动降低了８～１０ ｄＢ；但主观感觉 过坎冲击变强。将上安装点衬套橡胶硬度从６０ ＨＡ降低 到４５ ＨＡ，测试表明，噪声略有增加。结论：增加上安装 点衬套橡胶刚度对本问题有很大影响，但需要考虑悬架 的冲击；有必要进一步试验比较硬度＋５ ＨＡ、＋１０ ＨＡ、 ＋１５ ＨＡ的上安装点衬套的效果和理解传动系统的扭转 振动怎样通过下摆臂及悬架传递ｆ９１。 ５）副车架。将副车架的安装衬套硬度从７５ ＨＡ变 为６０ ＨＡ并进行测试。结果显示，主观评价有一定改善， 客观测量表明车内噪声减少２～４ ｄＢＡ。结论：在驾驶性 和可靠性没有问题的前提下，应对副车架衬套进行变 动；与下摆臂测试的结论一起考虑，可能存在其他噪声 传递至车内的路径，有可能是稳定杆、转向器、前后发动 机悬置；需要对副车架进一步试验，以确定振动通过副 车架时的变化，以及副车架各衬套、各方向的振动量。 ６）驱动轴。将驱动轴从直径２７ ｍｍ加粗到３４ ｍｍ 进行测试，扭转振动频率增加２ Ｈｚ，车内噪声略有下 降。结论：很大的驱动轴的刚度变化只产生很小的效果， 因此，加粗驱动轴并不经济。 ７）双质量飞轮。双质量飞轮对降低整车扭转振动 很有效果，但由于其价格是普通飞轮＋离合器的４～５ 倍，所以一般只在高端车型上使用，在国内还处于研究 阶段，没有车型进行量产。一般情况下采用改变橡胶件 的硬度或改变相关件的固有频率来减小扭转振动。此次 我们专门为此车辆设计了一套双质量飞轮，经实际装车 了研究，找到了一些可行的解决方案，但对于具体车型， 方案的实施还要具体区分，从经济性、实施的难易度、实 施的效果等方面综合考虑。在分析问题过程中，主要从 激励源、传递路径、被激励对象三个方面进行考虑和分 析，避开共振频率段或减小传递效果【砌。 参考文献： ［１】陈辉，徐小军，陈剑，等．基于ＬａｂＶＩＥＷ的汽车ＮＶＨ测试分 析系统［Ｊ］．合肥工业大学学报：自然科学版，２００８，（３）：３４３— ３４６． 【２］喻凡，林逸．汽车系统动力学［Ｍ］．北京：机械工业出版社， ２０１０． ［３］Ｇｒｉｆｉｆｎ Ｍ Ｊ．Ｈｕｍａｎ Ｒｅｓｐｏｎｓｅ ｔｏ Ｖｉｂｒａｔｉｏｎ．Ａｃａｄｅｍｉｃ Ｐｒｅｓｓ， Ｌｏｎｄｏｎ，１９９０． 【４】蒋国平，王国林，陈步达，等．车辆动力传动系振动研究述评 【ＪＪ．江苏理工大学学报：自然科学版，２０００，２１（３）：２２—２６． ［５】蒋国平，王国林，周孔亢．汽车整车振动特性研究综述叭广 西大学学报：自然科学版，２００１，２６（３）：１９４—１９７． ［６］吴修义．德国ＺＦ Ｓａｃｈｓ公司的两种新型离合器【Ｊｌ１．现代零部 件，２００７，（１）：５４—５６． 【７】严正峰．汽车离合器行业发展战略探讨叨．汽车与配件，２００７， ５（１０）：２２—２４． ［８］杨得军，林柏忠，郭学立，等．汽车动力传动系实时动力学仿 真模型［ＪＪ．汽车工程，２００６，２８（５）：３２—３４． ［９】吕振华，吴志国，陈涛．双质量飞轮——周向短弹簧型扭振 减震器弹性特性设计原理及性能分析［Ｊ］．汽车工程，２００３， ２５（５）：４９３—４９７． ［１０］郑郧．汽车振动舒适性的测量与评价［Ｊ］．客车技术与研究， ２０００，２２（４）：２３—２６． 修改稿日期：２０１２—１２—０８
