某微车驾驶室座椅怠速异常振动分析与NVH改进

吕兆平（20400117）

（上汽通用五菱汽车股份有限公司技术中心，柳州 545007）

【摘要】建立动力总成悬置系统刚体动力学模型获得系统固有频率和能量分布，同时由整车状态下模态试验得出了动力总成悬置隔振系统的运行模态参数，通过分析找到了座椅导轨异常振动的原因。并针对研究车型悬置系统进行了优化，重新制作样件进行了验证。试验结果表明现代测试手段和动态仿真分析技术相结合，能有针对性的对悬置系统进行改进设计并缩短整车NVH调试周期。

【关键词】动力总成悬置系统 刚体模态 模态试验

前言

20世纪80年代试验模态分析已经成为了解和改进结果动态特性非常重要的途径，在工程中得到了广泛的应用。我公司新五菱之光换装了LJ0.998发动机后，在怠速工况下，驾驶室座椅怠速时导轨出现了异常抖动，严重的影响了乘坐的舒适性。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发动机悬置系统MATLAB力学模型。同时由LMS实验模态分析系统测得了发动机实际工况下的运行模态参数，通过对计算和实测的数据进行分析，找到了导致异常振动的原因，并进行了改进，达到了良好的效果。

1 发动机悬置系统动力学模型

1.1 悬置系统简化力学模型

如图 1所示，把发动机动力总成视为一个具有六自由度的刚体，它通过悬置支撑在车架上，悬置被视为具有三向刚度的弹性阻尼组件。

图2为悬置件简化模型，一般可将悬置件简化为三个沿主轴方向的弹簧-阻尼系统，并且每一主轴与动坐标轴之间存在图中所列的夹角关系。

1.2动力总成悬置系统动力学方程

     根据自由振动的Lagrange方程^[1][2]：

图1 动力总成悬置系统动力学模型

图2 悬置动力学模型

可以看出，系统的圆频率是矩阵M^-1K的特征值，而相应的固有振型是矩阵M^-1K的特征向量。这样，就可以通过求解矩阵M^-1K的特征值和特征向量来得到发动机动力总成的固有频率Z和固有振型。

1.4 Matlab编程计算悬置系统固有频率和固有振型

根据以上理论我们采用Matlab编制了设计程序[3],然后：

(1)   将本研究车型悬置系统参数m、Jxx、Jyy、Jzz、Jxy、Jyz、Jzx代入式(4)得到惯性矩阵M。

表1 动力总成惯性特性参数

(2)   将本研究车型悬置元件的位置参数（见表及各悬置元件的3个主轴方向的动刚度值（见表代人，分别得到各个悬置的Ki、Bi、Ti，再由式(5)计算得到总刚度度矩阵K。

表2 悬置安装位置

表3原悬置系统主轴刚度（参考整车坐标系）

(3)   求解矩阵M-1K的特征值和特征向量，得到本研究实例的发动机动悬置系统的固有频率和固有振型如下表所示。

表4 原系统固有频率和解耦率分布

2 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，必须进行动力总成的刚体振动模态试验，以验证设计正确性。本文应用LMS实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LMS SCADAS m数据采集前端，8个三向ICP加速度传感器布置在测点位置，测点尽量均匀分布在发动机壳体表面。测试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运行模态分析模块LMS Modal Testand Analysis system，计算得到发动机怠速工况下的运行模态参数。本测试参考GMW 8447 PT  powertrain rigid body modal analysis testprocedure来进行。

具体的动力总成刚体模态试验过程包括以下几个方面：

(1)几何建模：对于动力总成刚体模态试验，理论上至少要求八个测点组成一个长方体即可。在本次刚体模态试验上在发动机和变速箱上各布置8个测点，悬置上布置2个测点，共18个测点。应用比利时LMS国际公司TEST.LAB软件中的GEOMETRY模块进行建模。

(2)激励点和激励方式：整车状态下动力总成和动力传动系模态试验激振点选取动力总成的重心正下方、油底壳,垂向且偏横向约20°和变速箱,垂向且偏纵向约20°共3个激振点。对于以动力总成能量解耦设计为主要目标设计方案，在Z向和绕X轴转动等方向可能与其它方向解耦，如单方向激励，在其它方向可能产生的响应非常小，因此，对于动力总成刚体模态试验必需要多方向同时激振才能将六个刚体模态全部激发出来。同时激励点的选取应使激振力矩增大。在试验过程中，要选取多个激振点进行比较。

(3)试验的支承方式：整车状态下动力总成刚体模态试验车辆放置在水平地面上，保持在水平面内。为了消除车架和悬架的模态影响，车辆用四个支点顶起。

(4)测点：本试验共使用了3个力传感器和5个三向加速度传感器。力传感器测量激励信号；加速度传感器测量测点响应信号。由于测点较多，传感器数量有限，所以采取分组多次采集、最后集中处理的测量手段。激振器与力传感器之间用较细的柔性杆连接，以保证激振力产生引激励方向作用力。测点分布如下图所示:

图3测点分布图

    (5)动力总成刚体模态试验数据采集设置:采样频率有效带宽: 64Hz，谱线数：512，频率分辨率为0.125Hz。力信号和响应窗函数为HANNING窗以减少泄漏误差。力信号源为BIRST 随机，激振频率2-64Hz。为了减少测量随机误差，提高测试精度，对每次测量采样进行16次重复平均。

    (6)频响函数FRF的测量：为了获取全部模态参数及模态振型的信息，需要测量足够数量和精度的频响函数（FRF）。在测量二输入多输出频响函数时，采用自功率谱和互功率谱计算频响函数，根据16次平均次数，用H1估计法求得频响函数的最小二乘近似值。在试验过程中，确保相干函数接近1。本试验中由LMS国际公司 SPECTRAL ACQUISITION采集软件测试各测点频响函数。通过移动加速度传感器，测量全部测点的频响函数。监测各测点相干函数和频响函数。

    (7)模态参数识别：模态参数估计方法是采用比利时LMS 公司MODEL ANSLYSIS 分析软件中对于大阻尼系统识别精度高的POLYMAX 分析软件。通过比较LMS国际公司MODEL ANALYSIS和POLYMAX模态分析软件，POLYMAX模态分析软件更适用于动力总成刚体模态大阻尼结构参数识别。参数估计的频带选取是所选频带不含有过多的系统极点。在系统频响函数之和中所选取的频带的中起始点及终止点的值是极小值，以减小带外效应的影响。估计系统的极点数目时，将全部实际测得的选取的各测点频响函数按幅值求和，使峰值信息整个地集中在一条系统综合频响函数之和中。在选取极点时，根据一阶和二阶模态指示函数(MIF)在所有共振频率处的局部最小值和整体参数稳态图“稳定极点”初步选择极点。在进行稳态图计算时的假定极点数将根据所选频带宽度确定为32至64之间。根据选定的“稳态极点”进行模态向量估计。模态向量计算容差为2%，固有频率计算容差为1%，模态阻尼计算容差为5%。

    (8)模态模型验证：模态模型验证方法首先对测试设置中的激振器固定、各传感器校准和信号质量进行正确性验证，在每次测量得到的频响函数都必须通过相干函数验证。在此基础上，第一步是由比利时LMS公司的MODEL ANALYSIS 软件中的MODEL SYNTHESIS软件直接比较原始测量的频响函数和由模态参数估计重新构造出来的综合频响函数。在比较时，综合频响函数考虑上、下剩余项。第二步是根据比利时LMS公司的MODEL ANALYSIS 软件中的MODEL VALIDATION模态判别准则(MAC)确定同一组中各估计的正确性。根据模态参预(MP)分析给定频段上各模态的相对重要性和所选择的输入自由度的有效性。同时参照模态超复杂性(MOV)和模态相位共线(MPC)分析模态复杂性。由以上分析和通过观察振型最终确定有效模态模型。

最终测试结果如表5所示：

表5整车状态下动力总成刚体模态频率与阻尼比

3驾驶室座椅异常振动分析及方案验证

3.1座椅异常振动分析

本研究车型怠速转速为875rpm,对应的点火频率位29.2HZ, 按照悬置系统固有频率的设计准则之一：P/T Roll低于1/2怠速激励频率。则悬置系统的ROLL模态应低于14.6HZ,而从整车实际测试的结果来比较来看，绕曲轴方向的模态很高达到了15.24HZ,高于了怠速激振频率的0.5倍。再从悬置系统的匹配计算所得roll模态也达到了14.7HZ（见表），与实际测试结果很接近。另外从解耦率的角度来看，Roll、Pitch和Yaw向都存在较大的振动耦合情况；因此可以判断原悬置系统roll模态太高及振动耦合是驾驶室座椅异常振动的原因之一。

3.2 悬置系统固有频率及解耦率优化

由上述分析可知，要降低座椅的异常振动，必须降低Roll模态避开怠速激振频率的1/2及提高各方向的解耦率。由于整车布置的限制，无法对悬置的安装位置进行更改，在此仅以3个悬置的9个刚度座位变量，以Roll模态低于14HZ，6个方向解耦率要求大于75%。按此要求对系统进行优化后得到如下优化结果(见表6、7)。

表6优化后悬置系统主轴刚度（参考整车坐标系）

表7优化后系统固有频率及解耦率

3.3 试验验证

表6列出了优化后各悬置件主轴刚度；从表7优化前后的频率对比中可以看出，优化后Roll频率降低到13.8HZ,频率配置也有所改善。从表8优化前后解耦率的对比中可以看出，对怠速座椅异常振动影响最大的绕曲轴的转动自由度的解耦率从62.68％提高到了87.1％，其它自由度上的解耦率均有较大比率的提高，整体解耦率明显改善，优化后座椅的异常振动应该会有所改善。

将优化结果制作样件进行测试原悬置件对比测试发现，座椅一阶抖动大为降低，抖动幅值全面下降(1阶抖动幅值平均下降5-8dB（图4），与主观感觉基本一致。具体整车测试的频谱图如图3。

图4新旧悬置方案对座椅振动的影响频谱图。

图5 新旧悬置方案对座椅振动幅值的影响

4 结论

通过建立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得出了动力总成悬置隔振系统的六阶固有频率、模态阻尼和模态振型，找到了座椅导轨异常振动的原因。并针对研究车型悬置系统进行了优化，重新制作样件进行了验证。试验结果表明现代测试手段和动态仿真分析技术相结合，能有针对性的对悬置系统进行改进设计并缩短整车NVH调试周期。

参考文献:

 [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] 李健康等 汽车发动机悬置系统动刚度模态分析，汽车工程，2009（5）：458—461

以上是本次的全部内容，后续更新时间待定，敬请期待。