基于转速控制的整车怠速抖动问题研究

速转速下的车内振动情况,给出怠速转速调整的推荐方案并进行实车验证。该研究对解决整车怠速抖动问题具 有一定的参考价值。[Abstract ] Aiming at the idling problem of a passenger vehicle, the complaint frequency is i- dentified by vibration test and spectrum analysis. The rigid body modal test method is used to test the powertrain mount system to further analyze the cause of idling jitter. Then, based on the speed control method, the vibration conditions inside the vehicle at different idle speeds are studied, the recommen­ded solutions for adjusting the idle speed are given and the actual vehicle verification results are provid­ed. This has certain reference value for the solution of the vehicle idling jitter.【关键词】怠速抖动频谱分析刚体模态试验转速控制方法doi ：10. 3969/j. issn. 1007-4554.2020.01.05下,则应着重考虑传递路径特别是动力总成悬置

0引言系统的影响。由于动力总成悬置系统的刚体模态

频率较低，易与怠速工况下的发动机激励频率耦 随着人们生活水平的提高，消费者在购置汽

合产生共振,从而引发抖动问题。很多情况下怠 车时，除了考虑动力性和经济性之外,舒适性也是 速抖动可通过更换悬置来解决，但悬置刚度会随

重点关注的重要指标之一，而与舒适性直接相关 着车辆耐久性的降低而发生衰减,很可能再次引 的就是车辆NVH性能。振动是产生噪声的根源

发抖动问题。本文通过控制怠速转速的方法来研 之一,解决汽车振动问题对于提高汽车的乘坐舒

究整车怠速抖动问题，通过确定怠速抖动可接受 适性尤为重要动力总成产生的振动会通过悬 的最佳转速，成功解决了车内抖动抱怨，对于整车

置经车身传递给乘员，当传递到车内的振动过大

怠速抖动问题的解决具有一定的参考价值。时，就会产生整车抖动问题，使乘客产生不舒适 感，易导致售后抱怨,影响品牌的美誉度。1怠速抖动问题分析车内振动主要由路面激励和发动机激励所引 起⑵。当整车出现怠速抖动问题时，首先应排查

某车辆在整车怠速关空调工况下车内存在明

发动机激励是否异常。在确定发动机正常的情况 显的抖动现象，开空调后抖动基本消失。在驾驶

收稿日期:2019-10-15・24・上海汽车2020. 01舱座椅导轨处布置振动测点，以整车坐标系为参 考,x向为车辆前后方向，丫向为车辆左右方向，z 向为竖直方向。怠速工况测试结果如图1所示。 空调关闭时本车辆的怠速转速为680 r/min。由分

析结果可知，车内抖动抱怨主要为一阶，因为抖动 频率11.3 Hz与发动机一阶激励吻合。座椅导轨

振动频谱也显示,X向和Z向一阶振动明显偏大,

其中X向一阶振动为0.037 m/s2,Z向一阶振动 为0.042 m/s?,—般车内一阶抖动的可接受量级应

小于0.03 m/s20但发动机本体一阶振动和发动 机一阶转速波动均未发现明显异常。A1旬振动频谱频率/Hz300频率/Hz图1车内振动测试结果2动力总成悬置系统刚体模态动力总成悬置系统的作用是支撑动力总成,

减少由发动机经悬置元件传递给车身的振动能 量，从而改善整车的操纵平顺性和乘坐舒适性⑶。 将动力总成简化成一个刚性质量,将悬置简化成

若干个弹性元件，建立动力总成悬置系统动力学 模型，如图2所示。上海汽车2020. 01设计研究在动力总成质心建立固定坐标轴，各轴的指

向分别与整车坐标系平行且同向⑷。整车坐标系

如图3所示。图3整车坐标系设g为广义位移向.量，G为广义速度向量冷

为广义加速度向量,该模型的振动微分方程可表 示为［M］创 + ［C］|g( + ［K］⑷=］£(：))(1)

式中：［M］为悬置系统的质量矩阵；［C］为悬置系 统的阻尼矩阵；［K］为悬置系统的刚度矩阵;FQ)

为激励力。广义位移向量可表示为Ul = \\XdYdZdOxOyOz\\T (2)式中：X^Y^Zd分别为沿着3个坐标轴的3个平

动;0八0八0’分别为绕着3个坐标轴的3个转动。对于乘用车来说，怠速转速范围通常为600

~800 r/min,动力总成悬置系统的刚体模态频率

范围一般为5 ~20 Hz,较易与发动机低阶激励产 生耦合共振,从而引发抖动抱怨。因此有必要对 动力总成悬置系统进行刚体模态试验，为分析整

车怠速抖动问题提供依据。动力总成刚体模态试 验是通过激振器在整车状态下激励动力总成的方

法来获取频响函数，从中识别系统频率、阻尼和振 型等模态参数。上述模态参数的提取和计算依赖

于模态测试系统。测试系统主要由激振器、传感

器、数据采集系统和信号分析系统4部分组成，激 振器提供大小适中的激励力；传感器拾取激励力

和振动加速度信号；数据采集系统和信号分析系 统采集并分析各个测点的频响函数⑸。模态试验

结果如表1所示,模态振型如图4所示。该车关空调怠速转速为680 r/min,对应发动

机一阶激励为11.3 Hz,而悬置系统刚体模态中的・25・设计硏究表1动力总成悬置系统刚体模态试验结果将怠速转速从680 r/min扫到800 r/min,间隔为

模态阶次模态频率/Hz模态阻尼/%振型描述20 r/min,并通过主观评估，结合客观测试评价每

19.976.42Y向平动211.403.03Z个转速下的车内怠速振动情况。表2为扫转速

向平动312. 144.56X向平动(680 -800 r/min)主观评估结果。图5为扫转速 413.474.35绕丫轴转动(680 -800 r/min)车内一阶振动量的变化情况。

515.703.30绕X轴转动从结果可以看出，提升怠速转速能够显著降低车 617.765.38绕Z轴转动内振动量级，从而解决整车怠速抖动抱怨。表2扫转速(680 -800 r/min)主观评估结果怠速转速/(r/min)主观评分(1.0-10.0分)6806.07005.07205.51阶模态振型2阶模态振型7406.57607.07807.58008.0向一阶振动Gs/z向一阶振动l/

uyw

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帚

SK680800转速 /(r/min)转速/(r/min) 8°°5阶模态振型 6阶模态振型图5扫转速(680-800 r/min)车内一阶振动量变化图4动力总成悬置系统刚体模态振型z向平动模态为11.4 Hz,非常接近发动机一阶激

4实车效果验证励频率，从而导致动力总成悬置系统产生耦合共

振，这是导致整车怠速抖动的根本原因。结合工程开发经验和对标结果，将转速调至

750 r/min,主观感觉车内怠速抖动完全可接受，怠

3怠速转速控制研究速噪声与原状态相比也变化不大。从图6的振动

测试结果来看，车内主要是一阶振动明显降低，对 由于悬置制造或装配误差使得悬置刚度超过

二阶振动没有明显影响。车内X向一阶振动从原

极限偏差，导致悬置系统模态频率与发动机激励 来的 0.037 m/s2 降到 了 0.022 m/s—降幅达 40% ；

频率间隔太近，容易引起整车怠速抖动问题。因

车内Z向一阶振动从原来的0.042 m/s2降到了

此，更换悬置是解决整车怠速抖动的常用手段之 0.014 m/s?,降幅超过60%。从NVH角度来看,

一,便捷且有效。但在工程开发中无法避免的是, 该转速调整方案有效且可行。更换后的悬置随着车辆使用里程的延长和时间的

推移,会发生老化或蠕变问题,使得悬置刚度再次接

5 结语近或超过极限偏差，重新引发整车怠速抖动问题。为此，本文从激励源着手，通过调整怠速转速

(1)通过模态试验方法得到动力总成悬置系

的方法来实现避频，通过标定软件实现扫转速，即(下转第62页)・26・上海汽车2020. 01技术导向0.25身声腔模态耦合产生的车内低频轰鸣展开研究。

0.2首先建立了 OTPA底盘模型，基于工况传递路径

—前前■的方法，找到了传递路面振动的底盘关键路径。

0.15^

:副副^针对关键路径开展模态试验研究，找到产生模态

后u车车^右—I0.1架架^耦合的底盘零件。最后通过在路径关键位置增加 悬j^0.05架

右右 l后

^

动力吸振器达到了有效衰减车内低频噪声的

I后■右后后左点前前

目的。0副刀副副刀网副车锋车车锋悬

副车车

-0.05架.壬 冃臂 第誓冃木架架臂架架架右 左左 g左季■宋.右

-0.1后 灵..，餐点.后前后后点点点参考文献 ，..灵灵.点 点

.1 2 3 4 5 6 7 8

9 10 11 12 13 14图8安装吸振器后各路径对115 Hz车内噪声贡献量[1] GAJDATSY P, JANSSENS K, WIMDESMET H, et al. Ap­

由图8可知，安装吸振器之后，车辆前排噪声 plication on the transmissibility concept in transfer path analysis [ J ]. 在115 Hz附近降低了约9 dB,改善效果明显。后

Mechanical System and Signal Processing, 2010 , 24(7) ： 1963-1967.[2] 刘国正，史文库,商国旭，等.某客车车内轰鸣与传动系

副车架与车身的4个连接点对该频率位置的噪声 统扭振试验研究[J].汽车工程,2018,285(4) ：434436.贡献量明显下降，整个底盘系统在该频率位置无

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System and Signal Processing, 2010, 24(7) : 1950-1962.(上接第26页)X向振动频谱(ZSAUMZ向振动频谱能，还应考虑对油耗、排放以及驾驶性等其他性能 鰹的影响，最终方案需综合权衡方可确定。瑕慝捋W

参考文献O

' O

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