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

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：
[q]=[x y z θx θy θz]
（1）
z軆θz（z）
Kv2
x軆（x）θx
Ku2 Kw2
Ku1
G0 y軆 （y） θy Kv1
Kw1
Ku3 Kv3 Kw3
图 1 动力总成悬置系统动力学模型
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。
加 速 度 振 幅/g
83.867 5
1.368 5
12.273
0.155 2
2
8.3
80.548 9
1.174 8
4.274 4
1.957 9
0.334 4
11.709 6
3
9.3
7.147 4
61.942 2
0.165 8
13.01
4.494 8
13.239 8
4
10.3
2.439 1
35.564 6
1.214 3
14.096 7
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
0.007 0.006 0.005 0.004 0.003
X 方向 Y 方向 Z 方向
25.0 Hz 0.006 064g
加 速 度 振 幅/g
0.002
0.001
0 0 20 40 60 80 100
频 率 /Hz
0.006 0.005
（a）空 调 关 闭 状 态
X 方向 Y 方向 Z 方向
0.004
汽车技术
·设计·计算·研究·
图 2 悬置系统运行模态测试传感器布置方案
表 5 整车状态下动力总成刚体模态频率与阻尼比
模态 频率/Hz 模态阻尼/％
振型概述
1
4.95
4.08
上下平动（Z 向平动）
2
6.02
2.57
左右平动（Y 向平动）
3
6.62
5.26
摇晃耦合点头
4
7.93
3.33
前点头（绕 Y 轴旋转）
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
2012 年 第 12 期
力学模型如图 1 所示[1~2]。 设动力总成置于相互正交
的 G0 XYZ 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
[M]{q咬 }+[K]{q}＝0
（3）
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{准}。
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。
频率和固有振型如表 4 所列。
质量 m/kg
表 1 动力总成惯性特性参数（整车坐标系）
JXX
JYY
JZZ
JXY
JYZ
JZX
/kg·m2 /kg·m2 /kg·m2 /kg·m2 /kg·m2 /kg·m2
130.9 2.801 0 7.466 0 7.515 0 0.539 8 0.268 6 -0.890 3
利用拉格朗日方程和虚功原理可得动力总成悬
— 47 —
·设计·计算·研究·
置系统的振动方程为：
[M]{q咬 }+[C]{q觶 }+[K]{q}={F（t）}
（2）
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咬 =（x咬 ，y咬 ， z咬 ，θx，θy，θz）T，
2012 年 第 12 期
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。
Lv Zhaoping，Yang Xiao，Qin Jihong （Technical Development Center of SAIC-GM-Wuling Automobile Co, Ltd.） 【Abstract】A rigid body dynamics model for the power assembly suspension system is established in this paper with natural frequency and energy distribution of the system obtained. Besides, the operational modal parameters for the suspension vibration isolation system of the power assembly are obtained by vehicle modal tests. Through analysis, reasons for abnormal vibration of a mini van's driving cab seat rail in idling condition are found. Then the suspension system of the vehicle is optimized and the newly-made sample is verified. Test results show that with the combination of modern testing method and dynamic simulation analysis, we can pertinently improve the design of the suspension system and shorten the NVH testing cycle.
·设计·计算·研究·
பைடு நூலகம்
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）
【摘要】建立了动力总成悬置系统刚体动力学模型并获得系统固有频率和能量分布，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，通过分析找到了某微型车座椅导轨怠速异常振动的原因。 对该车型悬 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。
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：
Key words：Mini van’s driving cab, Seat rail, Vibration, Powertrain suspension system model, Test verification
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。
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]:
6
Σ（φi）l（φi）kmkl
Tp=
Tk
（i）
=
l=1 66
×100% （4）
ΣΣ Tmax
（φi）l（φi）kmkl
l=1 k=1
式 中 ，mkl 为 质 量 阵 的 第 k 行 第 l 列 元 素 ；（φi）l 为 振
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。
主题词：微型车驾驶室 座椅导轨 振动 动力总成悬置系统模型 试验验证 中图分类号：U461.4 文献标识码：A 文章编号：1000－3703（2012）12－0047－04
Analysis and Improvement of Abnormal Vibration of A Mini Van’s Driving Cab Seat Rail in Idling Condition
13.659
33.026 4
5
11.5
6.630 1
0.78
10.092 9
6.877 7
68.859 8
6.754 7
6
14.7
0.965 5
0.466 6
0.385 1
62.689 3
0.379 1
35.114 2
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 — 48 —
（i）
型（φi）的第 l 个 元 素 ；（φi）k 为 第 k 个 元 素 ；Tmax 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
表 2 悬置安装位置及动力总成质心坐标
项目
X/mm
Y/mm
Z/mm
左悬置
158.219 -315.637 -157.06
右悬置
158.219 226.054 -26.268
后悬置
853.989 -4.365
16
动力总成质心坐标 241.76 -73.81 -69.30
表3 悬置
原悬置系统主轴刚度（参考整车坐标系）
动刚度
静刚度
X
Y
Z
X
Y
N/mm Z
左悬置 62 209 99
41 137 65
右悬置 62 209 99
41 137 65
后悬置 266
66
82 196 49
61
模态
频 率 /Hz
前后
表 4 原系统固有频率和解耦率分布 各 方 向 解 耦 率 /%
左右
上下
侧倾
俯仰
横摆
1
6.5
2.268 9
0.066 9
5
9.59
3.55
摇晃（绕 Z 轴旋转）
6
11.39
5.82
点头（绕 Y 轴旋转）
7
15.24
3.61
滚动（绕 X 轴旋转）
Z XY
Z YX
ZY X
Y X
Z
图 3 动力总成刚体模态绕曲轴方向模态振型
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