陳浪 方華 楊雪強 張志強 高原 鹿啟晨

某越野車換擋桿NVH問題的試驗研究

陳浪 方華 楊雪強 張志強 高原 鹿啟晨

（北京汽車集團越野車研究院）

為解決某越野車怠速換擋桿抖動問題，采用比利時LMS公司的Test.Lab振動噪聲測試系統(tǒng)進行了換擋桿振動問題的試驗研究。通過結構模態(tài)分析和振動傳遞路徑分析找到了換擋桿振動過大的原因，提出了降低換擋桿本體橡膠襯套硬度、降低壓緊彈簧剛度、改進尼龍球面墊結構等優(yōu)化方案。試驗結果表明，優(yōu)化后換擋桿怠速振動加速度總值滿足目標值要求，怠速時的換擋桿抖動問題得到改善。

1 前言

某搭載柴油發(fā)動機的越野車，由于其動力總成為縱向布置、搭載手動變速器、采用直插式結構的換擋機構，當發(fā)動機怠速運轉時，動力總成本體的振動將直接傳遞到換擋桿上，導致駕駛員在換擋操作時能直接感知換擋桿的振動，舒適度較差。為解決此問題，本文針對直插式結構的換擋桿所導致的怠速振動過大問題進行試驗分析，從振動傳遞路徑上提出解決方案，并通過制作樣件對方案進行驗證。

2 換擋桿振動問題分析

2.1 換擋桿振動加速度測試

利用LMS的Test.Lab振動噪聲測試系統(tǒng)（以下數(shù)據(jù)都為此測試系統(tǒng)測量得出）測試得到該越野車怠速時的換擋桿振動加速度值（原狀態(tài)），如圖1所示。根據(jù)圖1，經(jīng)計算得出X、Y、Z3個方向的振動加速度總值為10.2 m/s2，Y向振動加速度總值為9.3 m/s2，遠超過目標值（直插式結構換擋桿在怠速時的振動加速度目標值為6 m/s2）要求。

在換擋桿安裝底座和換擋桿球頭布置傳感器（圖2）進行振動加速度測試，測試結果如圖3所示。

從圖3可看出，在Y向2階25 Hz時換擋桿與安裝底座的振動加速度變化明顯，但安裝底座振動加速度總值為3.1 m/s2，遠低于換擋桿振動加速度總值，說明換擋桿在X、Y方向的振動相對底座放大很多。

初步分析導致?lián)Q擋桿振動放大的原因有2種：一是換擋桿在X、Y方向共振，導致?lián)Q擋桿末端（手球）振動過大； 二是換擋桿結構類似懸臂梁，導致其手球處振動加速度比根部（安裝底座）振動加速度大很多。

2.2 換擋桿模態(tài)測試

表1為換擋桿模態(tài)（原狀態(tài)）測試結果。

表1 換擋桿模態(tài)測試結果 Hz

由表1可知，換擋桿在X、Y方向的振動頻率與發(fā)動機點火頻率（25 Hz）相差較大，可排除共振的可能，分析主要還是由于懸臂梁結構導致?lián)Q擋桿手球處振動過大，因此需要從減小振動傳遞著手解決。

2.3 振動傳遞路徑

2.3.1 變速器到換擋桿振動傳遞路徑

圖4為換擋桿安裝底座內(nèi)部結構剖面圖。由圖4可看出，變速器到換擋桿振動傳遞路徑為：變速器→換擋桿安裝底座→尼龍球面墊→換擋桿。從尼龍球面墊傳遞到換擋桿的振動受換擋桿壓緊彈簧的壓緊力影響，壓緊力越大，尼龍球面墊與換擋桿之間的配合力就越大，導致?lián)Q擋桿安裝底座桶壁與尼龍球面墊之間的壓緊力越大，則變速器傳遞的振動越明顯。因此，該條傳遞路徑中的關鍵部件為壓緊彈簧和尼龍球面墊。

2.3.2 換擋桿到手球的傳遞路徑

圖5為換擋桿內(nèi)部結構。由圖5可看出，換擋桿到手球的傳遞路徑為：下桿體→橡膠襯套→上桿體→手球，因此該傳遞路徑的關鍵部件為橡膠襯套。

由上述分析可知，導致?lián)Q擋桿手球振動的關鍵部件為換擋桿橡膠襯套、壓緊彈簧、尼龍球面墊，應針對這些部件制定優(yōu)化方案。

3 優(yōu)化方案及驗證

3.1 橡膠襯套硬度優(yōu)化

將換擋桿中的橡膠襯套硬度從44度（邵氏硬度）降低至40度（方案1），以衰減下桿體傳遞至上桿體的振動。降低橡膠襯套硬度后，換擋桿的振動加速度總值由原來的10.2 m/s2降低至6.7 m/s2，其中換擋桿Y向振動加速度總值由9.3 m/s2降低至5.9 m/s2（圖6），減振效果較好。

3.2 壓緊彈簧壓緊力優(yōu)化

將換擋桿下部的壓緊彈簧（圖7）直徑由2.6 mm減小至2.0 mm（方案2），以降低其剛度，減小壓緊力，進而降低X向和Y向的振動傳遞，增加徑向隔振效果。彈簧壓緊力優(yōu)化后，換擋桿振動加速度總值由原來的10.2 m/s2降低至6.4 m/s2，其中換擋桿Y向的振動加速度總值由9.3 m/s2降低至5.5 m/s2（圖8），減振效果明顯。

通過測試換擋桿模態(tài)，發(fā)現(xiàn)彈簧壓緊力優(yōu)化后的換擋桿模態(tài)（表2）在X向、Y向均接近發(fā)動機點火頻率，但振動加速度值卻比原狀態(tài)降低，這也驗證了原狀態(tài)換擋桿振動大不是由共振導致，而是由于類似懸臂梁結構導致的末端效應。

表2 換擋桿模態(tài)測試結果（方案2） Hz

3.3 方案1+方案2

將方案1和方案2相結合（方案3）并驗證其減振效果。經(jīng)測試，換擋桿振動加速度總值由原來的10.2 m/s2降低至5.8 m/s2，滿足了目標值6.0 m/s2的限值要求，但Y向振動仍占主導。表3為優(yōu)化方案3的換擋桿模態(tài)測試結果，由表3可知，在X向、Y向的模態(tài)頻率仍接近發(fā)動機點火頻率，有共振風險。

表3 換擋桿模態(tài)測試結果（方案3） Hz

3.4 尼龍球面墊結構優(yōu)化

由以上分析可知，換擋桿在Y向振動仍最大，因此需繼續(xù)減小Y向的振動傳遞，為此在優(yōu)化方案3的基礎上對尼龍球面墊結構進行了優(yōu)化（方案4），將尼龍球面墊部分材質（圖11中陰影部分）更換為橡膠材質，此結構優(yōu)化的目的是保持X向結構不變，增加Y向的阻尼，增大Y向的振動衰減。測試結果表明，優(yōu)化后換擋桿振動加速度總值從5.8 m/s2降低至4.7 m/s2，Y向振動加速度降低了1.0 m/s2。

通過上述一系列的改進措施，換擋桿怠速振動問題已得到較好解決。從整個試驗分析過程可知，共振理論不適合換擋桿，換擋桿怠速振動主要是由于其類似懸臂梁的末端效應引起，所以除上述的優(yōu)化方案外還可以通過降低換擋桿長度（越短末端效應越?。?、加強桿體的剛度和增加換擋桿質量等方面來改善換擋桿怠速振動問題。

4 結束語

本文針對動力總成縱向布置、搭載手動變速器、采用直插式結構換擋桿的某越野車進行了怠速時換擋桿振動問題的試驗研究，提出了一系列優(yōu)化方案，通過降低壓緊彈簧剛度、降低橡膠襯套硬度及優(yōu)化尼龍球面墊結構等措施，使換擋桿怠速振動問題得到較好的解決。

1 龐劍,等.汽車噪聲與振動加速度—理論與應用.北京：北京理工大學出版社，2006.

2 傅志方,等.模態(tài)分析理論與應用.上海：上海交通大學出版社，2002.

（責任編輯文 楫）

修改稿收到日期為2015年4月29日。

Experimental Study of Gear Shaft NVH on An Off-Road Vehicle

Chen Lang,Fang Hua,Yang Xueqiang,Zhang Zhiqiang,Gao Yuan,Lu Qichen
（BAIC GROUP OFF-ROAD VEHICLE R&D INSTITUTE）

In order to reduce gear shift lever vibration in idling for an off-road vehicle,gear shift lever vibration is studied by test with LMS vibration&noise test system.By the modal analysis and vibration transfer path analysis,we find the cause of oversized vibration of gear shift lever,and present the optimization to reduce the stiffness of gear shift lever rubber sleeve and pressure spring,improve the structure of nylon spherical pad.The results of test show that with the optimized gear shift lever,the total vibration acceleration in idling meets requirement of target value,and the vibration of gear shift lever in idling is reduced.

Off-road vehicle,Gear shift lever,Vibration,Optimization

越野車 換擋桿 振動 優(yōu)化

U467.4+92

A

1000-3703（2015）05-0009-03