某車型怠速開空調(diào)共振現(xiàn)象優(yōu)化

尹磊磊，蔣雄猛，邱群虎，蘇宏健

（東風(fēng)柳州汽車有限公司PV技術(shù)中心，廣西 柳州545000）

隨著汽車工業(yè)的飛速發(fā)展、消費(fèi)者對(duì)汽車舒適性要求越來越高，汽車界將噪音、振動(dòng)與舒適性（Noise、Vibration、harshness），統(tǒng)稱為車輛的 NVH 問題，整車性能備受關(guān)注。動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)作用是減少動(dòng)力裝置向車身的振動(dòng)傳遞，為NVH控制的關(guān)鍵系統(tǒng)。而懸置系統(tǒng)剛體模態(tài)和發(fā)動(dòng)機(jī)附件模態(tài)耦合會(huì)放大動(dòng)力總成振動(dòng)，導(dǎo)致車體共振?；贏DAMS的動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)解耦計(jì)算，廣泛運(yùn)用于乘用車懸置系統(tǒng)開發(fā)，通過調(diào)整懸置系統(tǒng)剛度，對(duì)動(dòng)力總成剛體模態(tài)進(jìn)行能量解耦設(shè)計(jì)，減少后期實(shí)車調(diào)試工作量，縮短開發(fā)周期[1-2]。

壓縮機(jī)噪音及其附件的振動(dòng)傳遞關(guān)乎整車開空調(diào)NVH性能。現(xiàn)車型開發(fā)過程中遇到怠速開空調(diào)工況存在整車共振現(xiàn)象，影響整車的NVH性能。本文通過對(duì)激勵(lì)源、傳遞路徑、響應(yīng)點(diǎn)的振動(dòng)測(cè)試，以及ADMAS懸置系統(tǒng)剛體模態(tài)解耦計(jì)算，結(jié)合怠速開空調(diào)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速、壓縮機(jī)速比等得出壓縮機(jī)工作基頻，發(fā)現(xiàn)開空調(diào)壓縮機(jī)工作基頻和懸置系統(tǒng)動(dòng)力總成剛體模態(tài)（繞X）存在耦合問題。從而放大動(dòng)力總成振動(dòng)并通過懸置、空調(diào)管路安裝點(diǎn)等傳遞至車身，導(dǎo)致車體共振，用戶抱怨。通過優(yōu)化壓縮機(jī)速比，改變壓縮機(jī)工作基頻，避開了共振頻率，最后實(shí)車測(cè)試驗(yàn)證及主觀評(píng)價(jià)，車內(nèi)主要測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)峰值下降，成功解決此車型開空調(diào)共振問題。

1　多自由度隔振系統(tǒng)理論基礎(chǔ)

動(dòng)力裝置系統(tǒng)與隔振器組成的動(dòng)力裝置為多自由度隔振系統(tǒng)[1-2]，不考慮系統(tǒng)阻尼，建立該系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)方程，矩陣形式為：

式中：M和K分別是系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣和剛度矩陣；{X}為剛體的坐標(biāo)矢量；{F}為力矩陣。

將上式轉(zhuǎn)換到頻域內(nèi)，并且不考慮外力作用得：

式（2）將用作模態(tài)分析，得到系統(tǒng)各個(gè)模態(tài)下的頻率和振型，為模態(tài)解耦及優(yōu)化設(shè)計(jì)的基礎(chǔ)。

為保證懸置系統(tǒng)的隔振性能，動(dòng)力總成剛體模態(tài)頻率分布一般范圍為7～17 Hz.按照整車模態(tài)規(guī)劃表，發(fā)動(dòng)機(jī)系統(tǒng)附件的模態(tài)都應(yīng)與動(dòng)力總成剛體模態(tài)分開，避免出現(xiàn)模態(tài)耦合的情況。

2　基于ADAMS的動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)剛體模態(tài)解耦計(jì)算

ADAMS的運(yùn)用在很多文獻(xiàn)已提及[3]，本文列舉該車型動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)剛體模態(tài)算例。懸置系統(tǒng)為三點(diǎn)布置，分別為發(fā)動(dòng)機(jī)側(cè)懸置、變速箱側(cè)懸置以及后懸置撐桿組成。根據(jù)（2）式要進(jìn)行剛體模態(tài)頻率計(jì)算，需求數(shù)據(jù)為質(zhì)量矩陣M和剛度矩陣K.

動(dòng)力總成質(zhì)心位置是基于整車坐標(biāo)系，動(dòng)力總成質(zhì)量信息如下表1所列。

表1　動(dòng)力總成的慣性參數(shù)及質(zhì)心位置信息

Kx為X向靜剛度；Kx*為懸置橡膠在30 Hz激勵(lì)下X向的動(dòng)剛度。彈性中心坐標(biāo)基于整車坐標(biāo)系，該車型為懸置系統(tǒng)剛度信息、彈性中心位置信息如下表2所列。

表2　懸置系統(tǒng)剛度及彈性中心位置信息

ADAMS計(jì)算結(jié)果下表3所示。

表3　ADAMS計(jì)算結(jié)果表

以上算出了動(dòng)力總成剛體模態(tài)，下面介紹一類動(dòng)力總成剛體模態(tài)和發(fā)動(dòng)機(jī)附件運(yùn)行基頻耦合，所引發(fā)的車體共振情況。

3　某車型車體共振原因排查及解決

3.1　問題描述

主觀評(píng)價(jià)人員評(píng)價(jià)開空調(diào)車體振動(dòng)較大，不能接受，需要整改。為弄清楚影響人主觀感受的頻率成份，通過振動(dòng)傳感器測(cè)試，車內(nèi)駕駛員座椅導(dǎo)軌振動(dòng)頻率如圖1.黑色、深灰色、白灰色分別為整車坐標(biāo)下的X、Y和Z向。選取0～50 Hz頻率成份對(duì)比分析。發(fā)現(xiàn)共振車型座椅導(dǎo)軌在16 Hz頻率成份影響較大，幅值達(dá)到0.025 m/s2，而發(fā)動(dòng)機(jī)點(diǎn)火階次（26 Hz）附近，甚至小于對(duì)比車型，頻率幅值都為0.016 m/s2.整車存在16 Hz振動(dòng)成份，且幅值超過了發(fā)動(dòng)機(jī)點(diǎn)火階次，為異?，F(xiàn)象，需排查具體原因。對(duì)比車型座椅導(dǎo)軌頻譜成份較單純，主要是發(fā)動(dòng)機(jī)的二階成份（28 Hz），幅值為 0.02 m/s2，如圖 2 所示。

圖1　共振車型駕駛員座椅導(dǎo)軌頻譜圖

圖2　對(duì)比車型駕駛員座椅導(dǎo)軌頻譜圖

通過在車身主要測(cè)點(diǎn)布置傳感器，在開空調(diào)的工況（AC ON）下，測(cè)得部分傳遞路徑及響應(yīng)點(diǎn)的振動(dòng)頻譜（0～50 Hz），如圖3～5所示。從動(dòng)力總成壓縮機(jī)本體到懸置主被動(dòng)側(cè)、空調(diào)管路安裝點(diǎn)，最后反映到車內(nèi)座椅導(dǎo)軌，方向盤都存在都存在16 Hz的振動(dòng)成份。

圖3　發(fā)動(dòng)機(jī)側(cè)懸置被動(dòng)側(cè)振動(dòng)

圖4　空調(diào)低壓管安裝點(diǎn)振動(dòng)

圖5　AC ON工況壓縮機(jī)本體振動(dòng)測(cè)點(diǎn)

作為對(duì)比如圖6所示，在關(guān)空調(diào)工況（AC OFF）下車內(nèi)不存在16 Hz的振動(dòng)成份，只有發(fā)動(dòng)機(jī)的點(diǎn)火階次（24 Hz）以及一階成份（12 Hz）。故需排查與開空調(diào)工況相關(guān)系統(tǒng)，如：懸置系統(tǒng)、空調(diào)系統(tǒng)、壓縮機(jī)電子扇等附件運(yùn)行及相關(guān)頻率耦合情況。

圖6　AC OFF工況駕駛員座椅導(dǎo)軌頻譜

3.2　原因分析

在上一節(jié)中運(yùn)用ADAMS計(jì)算的動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)剛體模態(tài)中（表3），縱向轉(zhuǎn)動(dòng)模態(tài)繞X為15.5 Hz，而通過排查壓縮機(jī)運(yùn)行基頻為16 Hz，如表4計(jì)算。兩者相隔僅差0.5 Hz，壓縮機(jī)運(yùn)行激起動(dòng)力總成剛體模態(tài)，造成動(dòng)力總成及車體共振。

由以上得知，要解決車體共振，需從三方面入手：

（1）通過更改懸置剛度及結(jié)構(gòu)形式，調(diào)整懸置系統(tǒng)動(dòng)力總成剛體模態(tài)頻率分布；

（2）通過變更壓縮機(jī)速比，改變壓縮機(jī)運(yùn)行基頻；

（3）調(diào)高怠速轉(zhuǎn)速，也可以使壓縮機(jī)運(yùn)行基頻增大，避開動(dòng)力總成剛體模態(tài)。

下表4為壓縮機(jī)運(yùn)行參數(shù)。正常車型壓縮機(jī)運(yùn)行基頻20.7 Hz，高于常規(guī)意義的動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)剛體模態(tài)頻率范圍（7～17 Hz）

表4　壓縮機(jī)工作基頻

3.3　方案驗(yàn)證

由ADAMS參數(shù)輸入及理論可知，動(dòng)力總成剛體模態(tài)頻率由懸置剛度結(jié)構(gòu)及動(dòng)力總成質(zhì)量參數(shù)決定，移頻較困難。而通過改變激勵(lì)頻率的方式避頻，修改壓縮機(jī)皮帶輪直徑，變更壓縮機(jī)速比，可以改變壓縮機(jī)的運(yùn)行基頻，與動(dòng)力總成剛體模態(tài)頻率分開，也可以達(dá)到同樣的目的。原壓縮機(jī)與發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸帶輪直徑比為1.25，現(xiàn)變更為1.393.怠速為770 rpm時(shí)，通過計(jì)算壓縮機(jī)基頻約為17.9 Hz，和動(dòng)力總成縱向轉(zhuǎn)動(dòng)模態(tài)（繞X）15.5 Hz分離開2 Hz.測(cè)量車內(nèi)主要NVH評(píng)測(cè)點(diǎn)（方向盤、座椅導(dǎo)軌、換擋桿、右懸置被動(dòng)側(cè)）的振動(dòng)數(shù)據(jù)，如下圖7～10所示，圖示頻譜范圍為0～50 Hz，黑色為更換前，白灰色為更換后。

圖7　方向盤Y向振動(dòng)頻譜

圖8　座椅導(dǎo)軌X向振動(dòng)頻譜

圖9　換擋桿Y向振動(dòng)頻譜

圖10　發(fā)動(dòng)機(jī)側(cè)懸置Z向被動(dòng)側(cè)振動(dòng)頻譜

上圖7～10可知，車內(nèi)主要測(cè)點(diǎn)方向盤Y向16 Hz振動(dòng)峰值由0.09 m/s2降低為0.03 m/s2，下降約60%；座椅導(dǎo)軌上16 Hz振動(dòng)峰值由0.011 m/s2降低為0.0088 m/s2，下降約20%.另外其他傳遞路徑及響應(yīng)點(diǎn)的16 Hz振動(dòng)均有下降。消除壓縮機(jī)基頻激勵(lì)后，但是16 Hz振動(dòng)成份依然存在，這與動(dòng)力總成剛體模態(tài)相關(guān)。通過改善，實(shí)車評(píng)價(jià)，車體共振現(xiàn)象改善明顯，提升了整車NVH性能。

4　結(jié)束語

動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)作用是減少動(dòng)力裝置向車身的振動(dòng)傳遞，動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)剛體模態(tài)和發(fā)動(dòng)機(jī)附件系統(tǒng)模態(tài)耦合會(huì)放大動(dòng)力總成振動(dòng)，導(dǎo)致車體共振。在整車匹配及發(fā)動(dòng)機(jī)附件規(guī)劃設(shè)計(jì)階段，應(yīng)避免動(dòng)力總成附件模態(tài)和動(dòng)力總成剛體模態(tài)耦合的情況，為后續(xù)車型開發(fā)具有借鑒意義。

參考文獻(xiàn)：

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