某微型车驾驶室座椅导轨怠速异常振动分析与改进

吕兆平 杨 晓 秦际宏

（上汽通用五菱汽车股份有限公司技术中心）

1 前言

上汽通用五菱汽车公司新五菱之光车型换装了柳机0.998 L发动机后，在怠速工况下，驾驶室座椅导轨出现了异常抖动，严重影响了乘坐舒适性。针对这一问题，文中展开了理论研究，建立了基于悬置元件怠速工况下动刚度的动力总成悬置系统动力学模型。由LMS试验模态分析系统测得了发动机在整车实际工况下的运行模态参数，通过对计算和实测数据进行分析，找到了导致导轨异常振动的原因并进行了改进，获得良好效果。

2 动力总成悬置系统动力学模型

2.1 悬置系统简化力学模型

将动力总成视为一个具有6自由度的刚体，且与3或4个悬置支撑构成动力总成悬置系统，其动力学模型如图1所示[1～2]。设动力总成置于相互正交的G0XYZ坐标系中，其中原点G0为静止时动力总成的质心。刚体运动有6个自由度，即沿X、Y、Z方向的位移 x（纵向）、y（横向）、z（垂向），以及绕 X、Y、Z 轴的转角 θx（侧倾）、θy（俯仰）、θz（横摆），其广义坐标为：

利用拉格朗日方程和虚功原理可得动力总成悬置系统的振动方程为：

式中，[M]为系统质量矩阵；[C]为系统阻尼矩阵；[K]为系统刚度矩阵；F（t）为激振力；q¨=（x¨，y¨，z¨，θx，θy，θz）T，为6个广义加速度列向量。

通常将动力总成悬置系统的振动看做微小振幅运动，悬置的隔振性能也只需在低频范围内考虑，悬置阻尼可以有效降低共振的峰值，对系统动态特性和固有频率影响很小，同时悬置阻尼一般很小，因此可以忽略不计。对系统进行固有频率和固有振型的计算，只需考虑无阻尼自由振动情况。

因此，忽略阻尼作用的动力总成悬置系统自由振动方程为：

由式（3）可计算得到系统的6阶固有频率ωj，（j=1，2，3，4，5，6）和固有振型{φ}。

2.2 能量解耦法

能量解耦法是指从能量角度实现各自由度的解耦。如一仅做垂直自由振动的空间刚体和其它自由度解耦时，其振动能量只集中于垂直方向自由度上。

当系统以第j阶模态振动时，第k个广义坐标分配的能量占系统总能量的百分比为[2]：

式中，mkl为质量阵的第 k 行第 l列元素；（φi）l为振型（φi）的第 l个元素；（φi）k为第 k 个元素；为系统做i阶主振动时的最大动能；Tk为第k个广义坐标上分配到的能量。

2.3 Matlab编程计算悬置系统固有频率和固有振型

采用Matlab编制设计程序[3]，将表1～表3参数代入程序得到本研究实例的动力总成悬置系统固有频率和固有振型如表4所列。

表1 动力总成惯性特性参数（整车坐标系）

表2 悬置安装位置及动力总成质心坐标

表3 原悬置系统主轴刚度（参考整车坐标系） N/mm

表4 原系统固有频率和解耦率分布

3 动力总成刚体模态试验分析

为了验证理论分析结果和评价隔振效果，必须进行整车状态下动力总成的刚体振动模态试验[4]。本文应用LMS试验模态分析系统测试发动机悬置系统在怠速工况下的振动响应数据。数据采集设备为SC316的24通道数据采集4通道激励系统，5个3向ICP加速度传感器和3个力传感器布置在测点位置，其中发动机和变速器各布置8个测点，悬置上布置2个测点，一共18个测点（图2）。测得怠速工况下振动响应信号，经数据采集前端放大、滤波等信号处理后，传输到计算机并导入到LMS模态试验分析系统模块，计算得到发动机怠速工况下的运行模态参数如表5所列。图3为动力总成刚体模态绕曲轴方向模态振型。本测试参考GMW 8447 PT powertrain rigid body modal analysis test procedure[5]程序来进行。

表5 整车状态下动力总成刚体模态频率与阻尼比

4 座椅导轨异常振动机理分析及方案验证

4.1 座椅怠速异常振动机理分析

本公司NVH评价标准中对于转向盘、座椅导轨振动量级限值的要求：一般是X、Y、Z的3个方向转向盘振动加速度≤0.02g（怠速时），座椅导轨振动加速度≤0.003g（怠速时）；空调开启时会稍微高一点，转向盘振动加速度≤0.03g，座椅导轨振动加速度≤0.004g。超过此限值，相关部件就需要进行调整。悬置系统是引起座椅异常振动的一个重要因素，有时排气系统吊耳刚度的调校也非常关键。

怠速时对转向盘、座椅导轨进行FFT（谐波）分析非常重要，主要作用是了解频率成分进而推断引起问题的可能原因。

对于4缸4冲程发动机来说，0.5、1、1.5阶振幅一般较小，其中0.5阶有时在一些座椅导轨上表现较为明显，车内感觉是低频晃动，很不舒服，原因主要是发动机燃烧不均匀；悬置系统固有频率太低，致使0.5阶频率放大。若1阶、1.5阶振幅过大，更多需要通过调整ECU解决。而对于3缸发动机，本身存在1阶往复惯性力矩不平衡和1.5阶燃烧激励成分，悬置调试有时比较困难。4缸发动机的2阶、4阶振动成分较大，且多是和悬置隔振不足有关，可以通过降低绕曲轴旋转的侧倾模态、垂向上下模态等来进行改善。

4.2 原车怠速振动测试数据分析

对原车进行怠速振动测试，得到座椅导轨处怠速振动频谱如图4所示。

从图4的测试数据来看，在空调关闭状态下，座椅导轨的2阶振幅值X方向为0.0005g，Y方向为0.0015，Z方向为0.006g；空调开启状态下，座椅导轨2阶振幅X方向为 0.001g，Y方向为 0.0015g，Z方向为0.005g。两种状态下Z方向的2阶振幅都超过了限值要求，主观感受非常明显。

该车型发动机怠速转速为850 r/min，对应的点火频率为28.3 Hz，按照悬置系统固有频率设计中绕曲轴旋转的侧倾模态低于1/2怠速激励频率的设计准则，则悬置系统的侧倾模态应低于14.2 Hz，而从整车实际测试结果来看，绕曲轴方向的模态很高，达到15.24 Hz（表5），高于怠速激振频率的0.5倍。从悬置系统匹配计算可知侧倾模态也达到了14.6 Hz（表4），与实际测试结果很接近（由于悬置系统匹配时使用对地模态，未考虑车轮、悬架及车身的影响，因此对车模态一般比对地模态高0.5 Hz左右）。从解耦率角度来看，侧倾、俯仰和横摆方向都存在较大的振动耦合情况，因此可以判断原悬置系统侧倾模态太高及振动耦合是导致驾驶室座椅导轨异常振动的原因之一，而原车测试数据也表明了这一点。

4.3 悬置系统固有频率及解耦率优化

由上述分析可知，原车型座椅导轨怠速振动异常主要由动力总成2阶振动成分引起，因此必须降低侧倾模态以避开怠速激振频率的1/2及提高各方向的解耦率。由于整车布置限制，无法对悬置的安装位置进行更改，仅以3个悬置的9个刚度作为变量，以侧倾模态低于14Hz、6个方向解耦率大于75%为目标对系统进行优化，得到优化结果如表6和表7所列。

表6 优化后悬置系统主轴刚度（参考整车坐标系）N/mm

表7 优化后系统固有频率及解耦率

从表7可以看出，优化后侧倾频率降低到13.1 Hz，频率配置也有所改善；对怠速座椅导轨异常振动影响最大的绕曲轴转动自由度的解耦率从62.689%提高到了83.71%，其它自由度上解耦率均有较大比率的提高，整体解耦率明显改善，即优化后座椅导轨的异常振动有所改善。

4.4 试验验证

根据优化结果制作样件进行怠速振动测试，发现座椅导轨2阶抖动大为降低，抖动幅值全面下降，空调关闭状态座椅2阶振动中，X方向为0.0005g，Y方向为0.001g，Z方向为0.004g；空调开启状态座椅2阶振动中，X方向为0.001g，Y方向为0.0015g，Z方向为0.004g。两种状态下，座椅2阶振动降低明显，其中空调开启达到了限值要求，空调关闭也接近了限值要求，主观感受良好。具体整车测试频谱如图5所示。

5 结束语

通过建立某车型动力总成悬置系统刚体动力学模型和整车状态下模态试验，对动力总成悬置隔振系统的6阶固有频率、模态阻尼和模态振型进行分析和比较，找到了该车型座椅导轨异常振动的原因。针对该车型悬置系统进行了优化，重新制作样件进行了测试验证。试验结果表明，优化后座椅导轨怠速异常振动得到改善。

1 孙蓓蓓，张启军，孙庆鸿，等.汽车发动机悬置系统解耦方法研究.振动工程学报，1994，7（3）：240～245.

2 吕兆平.能量法解耦在动力总成悬置系统优化设计中的运用.汽车工程，2008（6）：523～526.

3 曾令贤.用matlab计算发动机悬置系统的固有频率和主振型.汽车科技，2005（7）：27～29.

4 翁建生.汽车整车状态下动力总成刚体模态试验研究.2006LMS首届用户大会论文集.

5 Powertrain Rigid Body Modal Analysis Test Procedure GMW8477.GM WORLDWIDE ENGINEERING STANDARD，August 2001.