汽车怠速振动及NVH控制

在发动机的爆发压力和上下往复运动不平衡力的作用下，引起动力总成的振动，并经过动力总成悬置，传递到车身，引起车身低频振动，即为怠速振动。怠速振动发生的条件虽然因发动机的缸数、类型（汽油机、柴油机、直列型和V型等）、发动机搭载状态（横置、纵置、4WD等）以及车型（乘用车、货车等）的不同而有所区别，但是从原理上来说，都是相同的。激励源为发动机，传递系统为动力总成的支撑机构——悬置，而放射系统则为车身。

首先，以四缸发动机为例来说明发动机的激励，如图4-1所示。作为主要的激励源，包括气体燃烧爆发压力和往复运动部件的惯性力两部分。基于气体爆发压力而产生的驱动转矩，与发动机旋转速度相关，由一系列的调谐成分构成。这些调谐成分系数与负载的幅值有关，一般都是通过试验测试的方法获得的。考虑每个气缸的点火时刻，对四个气缸合成以后，仅存留2次、4次等偶数次成分，动力总成的振动受这些成分激励控制。气体爆发压力包括上下方向的激励和旋转方向的激励，但是上下方向的激励作为内部作用力，相互抵消而不向外部传递。因此，支配动力总成振动的气体爆发压力成分中，仅有旋转方向的力矩，其计算为

图4-1 四缸发动机激励计算图

-πD²r[b₂sin（2ωt）+a₂cos（2ωt）]（4-1）式中，D为气缸直径；r为曲轴半径。

其次，往复运动部分产生的惯性力可以通过机构运动学和机构动力学方法求得。往复惯性力与往复惯性质量、连杆长度、曲轴半径及发动机旋转速度有关。可以先求出一个气缸的往复惯性力，然后再根据气缸的数量及排列方式对多缸机进行矢量合成。对于直列4缸机，矢量合成的结果是仅存留上下方向的2次惯性力成分、旋转方向的2次力矩成分，但是旋转方向的力矩因相位的关系，与气体爆发压力产生的旋转方向的力矩有相互抵消的部分，这一点在计算时要加以注意。单缸往复惯性力可以按照下面的公式求得

上下方向成分：

式中，r为曲轴半径，l为连杆长，w为往复惯性质量。

旋转成分：

表4-1是多缸发动机激励合成结果。表中假定直列4缸发动机的2次力、力矩为单位1。

表4-1 多缸发动机激励合成结果

从中可以看到，直列4缸发动机最主要的成分是C2成分，直列6缸发动机最主要的成分是C3成分，其他次数的成分虽然也存在，但是相对于主成分其数量很小，在实际应用中，常常只考虑主要成分而忽略其他次要成分。虽然这样会带来一定的误差，但是已经足够满足工程应用了。

作为传递系统的发动机悬置，有着其重要的地位。以动力总成的质量和悬置的刚度组成的振动系统中，其振动特性将影响发动机的激励向车身的传递。

发动机悬置的基本功能是支持动力总成的重量和吸收动力总成旋转方向的冲击力矩，并避免动力总成的刚体运动产生耦合。因此，适当选取悬置的刚度及悬置点到发动机重心点的距离，把动力总成的振动控制在合理的范围内，是设计发动机悬置系统的最终目的。

对于乘用车来说，动力总成的布置有前置前驱（FF）、前置后驱（FR）等方式，而悬置的布置方式一般有重心支持方式、惯性主轴方式及多点悬置方式等。而对于货车，一般采用FR动力总成布置方式，悬置的布置多数采用发动机左右两点悬置，后方变速器的位置设计一点或两点悬置支撑。图4-2为典型的发动机悬置布置方式。

重心支持方式的悬置，为了支持动力总成重量，悬置上下方向的刚度相对较高。而对于针对动力总成主要激励力的旋转方向的刚度，为了确保吸收冲击，降低振动，却要相对得低。

图4-2 发动机悬置布置方式

悬置布置可变更的自由度一般来说很少，如果将悬置设计成一定的角度，可以将剪切方向的动刚度设计得很低，这样可以确保动力总成旋转方向的固有振动频率控制在10Hz以下。

其次，作为放射系统的车身的振动特性，也需要进行充分的讨论。对于乘用车来说，车身第一阶弯曲模态一般在25～30Hz的范围内，如果搭载的是4缸发动机，则其怠速激励频率也恰好在同一范围，因此，车身的弯曲模态很容易被发动机激励起来。因此，合理地调整车身的弯曲模态，如利用装饰品来增加车身的减衰能力，将动力总成尽可能地布置在车身的模态节点上，采用多点悬置以分散发动机传来的激励，模态的相位控制等。还有的大型乘用车，车架与车身之间采用弹性连接，利用连接衬套的减振性能，使发动机向车身传递的力进一步降低。

怠速振动需要考虑的重点是发动机悬置的设计。发动机悬置自身的功能，除了防振以外，还要确保动力总成的搭载性、动力总成在各种工作状态下避免与车身发生干涉等。

汽车急加速时，动力总成的运动幅度较大，是通过悬置在大变形情况下的非线性特性来吸收能量，还是设计限位块来阻止过大的变形，这些都是在悬置设计时需要仔细讨论的内容。

那么，动力总成振动系统的固有振动频率设计值为多少才是合理的？对于理想的重心支持方式无法保证的情况下，相对于主要的旋转方向的激励，会发生其他方向的振动耦合，而尽量使耦合度低是设计的要点。振动模态的耦合程度可以利用简易的模型加以分析。

动力总成及悬置系统的运动可以用下面的方程式表达：

式中，m为动力总成的质量；I_x，I_y，I_i为以动力总成各主轴为中心的转动惯量；K为刚度矩阵；x、y、z、θ、ϕ、ψ为位移；F、N为力、力矩。

求解振动模态时，可以令x=x₀eⁱωt，外力为零。理论分析证明，按照这些条件求得的系统固有振动模态频率ω_p，与强迫外力的频率ω之间如果能保证下面的关系式，则能使系统对旋转方向的振动冲击具有最佳的吸收效果。(www.xing528.com)

为了使振动系统的各个自由度相互独立，即运动解耦，只要使方程（4_-4）的刚度系数项（复原系数）都等于零即可，即

K_ij=0（i≠j）

在振动的解耦设计时，一般需要考虑以下几个条件来确定发动机悬置的位置及特性。

①保证各个自由度独立，使计算过程简化。

②出现防振性能不良时，容易采取解决措施。

③在选取合适的固有振动频率时，只考虑可能会造成问题的外力对应的自由度即可。

为了实现完全的解耦设计，例如，以相同的4个悬置的重心为对象，水平地布置在惯性

主轴上。这样，复原项的非对角项为零。实际的应用例子中，前侧相对于惯性主轴采用解耦

的倾斜支持，后侧则在惯性主轴上左右对称布置。此时的运动方程为

将方程中的各系数汇总成表4-2。

在发动机悬置设计时，由于安装空间等一些条件的限制，实现理想的解耦设计是非常困难的。此时，对于主要激励力方向上的振动频率及解耦要尽可能保证。如果旋转方向振动和上下跳动之间产生了耦合，那么上下方向的激励可能会激起旋转方向的振动。对主要激励力旋转方向振动的一些其他方向的复原项计算式如下：

表4-2 复原系数

左右方向：

上下方向：

俯仰方向：

横摆方向：

式中，各复原系数为

k_p，k_q为悬置轴向、轴垂直方向的弹性系数；A_s，B_s，C_s为以重心点为基准的第S个悬置的弹性中心点坐标。

有些发动机为了消除2次旋转力和力矩，设计了特殊的平衡装置，在发动机原有的基础上增加了复杂的平衡机构。关于平衡机构消除2次力和力矩的原理及设计方法等，请参考有关资料，在此不再赘述。

作为发动机悬置特性之一的各个振动模态之间的耦合度，也需要进行评价。发动机的主要振动形式为绕曲轴中心的旋转模态，其他的模态，如上下跳动、俯仰方向、横摆方向等与主模态之间的耦合度，可以通过一些参数来设计和调整。在实际测试时，可以在怠速运转工况下，对动力总成的多个部位进行测试，然后通过专门的软件和分析方法来确定动力总成的各个振动模态及相互之间的耦合程度。

对怠速振动的评价，一般是评价转向盘、座椅、地板等与肢体接触的位置。

测试时，使发动机在怠速转速稳定运转，有时还可能测试怠速附近的运转工况，这可以通过调整发动机的负荷或者节气门的开度大小来调节，而要完成这些调整需要通过专用的发动机ECU控制器。对阶次进行分析时，如果是4缸发动机，则为C2成分，如果是6缸发动机，则为C3成分。另外，柴油机一般都存在气缸内的不完全燃烧，因此而产生的半阶次成分，如C0.5、C1.5等，也要进行测量。

目标值：

车身（地板及座椅）加速度（rms值）：0.1m/s²以下

转向盘振动加速度（rms值）：0.3m/s²以下