鐘秤平，劉 劍，陳清爽，鄧 欣

(1.江鈴汽車股份有限公司， 南昌330001； 2.江西省汽車噪聲與振動(dòng)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，南昌330001）

氣剎制動(dòng)系統(tǒng)相比液壓制動(dòng)系統(tǒng)，制動(dòng)剎車反應(yīng)更迅速，剎車力更大和制動(dòng)距離更短等優(yōu)勢(shì)幾乎涵蓋所有輕卡和重卡等商用車市場(chǎng)。載貨汽車上的氣剎制動(dòng)系統(tǒng)包括打氣泵、干燥器和儲(chǔ)氣筒等[1]，打氣泵工作產(chǎn)生的振動(dòng)使得該系統(tǒng)的NVH 性能遠(yuǎn)差于液壓制動(dòng)系統(tǒng)。如打氣泵泵氣過程中車內(nèi)噪聲變大、座椅振動(dòng)變大和金屬敲擊聲等NVH 問題，嚴(yán)重影響車內(nèi)駕駛員的乘坐舒適性[2]。隨著商用車市場(chǎng)的競(jìng)爭(zhēng)越來越激烈，對(duì)于為了提高整車產(chǎn)品市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)力的商用車主機(jī)廠來說，優(yōu)化打氣泵NVH性能是一條高性價(jià)比的途徑。

幾乎所有主機(jī)廠的氣剎制動(dòng)系統(tǒng)采用排氣卸荷打氣泵結(jié)構(gòu)。它的工作原理為：發(fā)動(dòng)機(jī)通過三角帶或齒輪驅(qū)動(dòng)打氣泵曲軸，從而驅(qū)動(dòng)打氣泵活塞進(jìn)行打氣，打出的氣體通過管線導(dǎo)入儲(chǔ)氣筒；另一方面儲(chǔ)氣筒又通過一根氣管線將筒內(nèi)的氣體導(dǎo)入固定在氣泵上的調(diào)壓閥，從而控制儲(chǔ)氣筒內(nèi)的氣壓。氣剎制動(dòng)系統(tǒng)利用儲(chǔ)氣筒內(nèi)的氣壓來實(shí)現(xiàn)整車剎車制動(dòng)的作用[3]。也正是由于打氣泵的這種結(jié)構(gòu)和工作原理，給打氣泵工作過程帶來很多NVH問題。

文中針對(duì)某輕卡氣剎車型怠速工況下打氣泵在泵氣過程出現(xiàn)的整車抖動(dòng)問題進(jìn)行實(shí)驗(yàn)診斷，對(duì)可能存在的原因進(jìn)行排查分析，得到該車型打氣泵抖動(dòng)的根本原因，總結(jié)打氣泵抖動(dòng)的主要排查方法，最后結(jié)合分析結(jié)果對(duì)打氣泵參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，解決該打氣泵引起的整車抖動(dòng)問題。

1 打氣泵抖動(dòng)概述

1.1 打氣泵相關(guān)參數(shù)介紹

打氣泵相關(guān)參數(shù)見表1。

表1 打氣泵相關(guān)參數(shù)

1.2 問題描述

某輕卡氣剎車型在怠速工況下打氣泵泵氣過程中主觀駕駛性評(píng)價(jià)整車出現(xiàn)明顯的低頻抖動(dòng)，座椅抖動(dòng)尤其明顯，但發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速上升后抖動(dòng)會(huì)明顯減小?？陀^測(cè)試座椅導(dǎo)軌振動(dòng)發(fā)現(xiàn)，座椅導(dǎo)軌振動(dòng)自功率譜曲線存在一個(gè)9.65 Hz的峰值，且該峰值比發(fā)動(dòng)機(jī)怠速點(diǎn)火階次振動(dòng)大1倍，如下圖1所示。

圖1 座椅導(dǎo)軌Z向振動(dòng)曲線

打氣泵激勵(lì)頻率和發(fā)動(dòng)機(jī)點(diǎn)火頻率計(jì)算公式如下

式中：fe代表發(fā)動(dòng)機(jī)點(diǎn)火頻率，ne代表發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速；order代表發(fā)動(dòng)機(jī)階次［4］，四缸機(jī)一般為0.5階、1階、2階、4階、6階，低頻以0.5階、1階和2階振動(dòng)能量較大；fd代表打氣泵1階激勵(lì)頻率，δ代表打氣泵與發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸的速比。

結(jié)合打氣泵參數(shù)表1、頻率計(jì)算式（1）和式（2）分析得出，發(fā)動(dòng)機(jī)0.5 階激勵(lì)頻率為6.25 Hz，1 階激勵(lì)頻率為12.5 Hz，而2 階點(diǎn)火激勵(lì)頻率fe為25 Hz，打氣泵激勵(lì)頻率fd為9.65 Hz。打氣泵激勵(lì)頻率在座椅上的響應(yīng)比發(fā)動(dòng)機(jī)2階點(diǎn)火激勵(lì)頻率在座椅上的響應(yīng)大了將近1倍。

2 實(shí)驗(yàn)分析診斷

2.1 抖動(dòng)分析流程

根據(jù)結(jié)構(gòu)引起低頻NVH問題分析中常用的“源頭-傳遞路徑-響應(yīng)”分析理論［5］，對(duì)可能引起打氣泵抖動(dòng)的原因制定如下分析流程，運(yùn)用西門子LMS Test.Lab測(cè)試分析系統(tǒng)對(duì)其進(jìn)行一一分析。打氣泵抖動(dòng)原因分析流程如圖2所示。

圖2 打氣泵抖動(dòng)原因分析流程圖

圖2中源頭分析主要包含打氣泵激勵(lì)和發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)的對(duì)比，確定激勵(lì)源頭及振動(dòng)大小；傳遞路徑分析主要包括4個(gè)方面：動(dòng)力總成剛體模態(tài)分析、懸架系統(tǒng)模態(tài)分析、動(dòng)力總成懸置隔振分析和車身懸置隔振分析；在響應(yīng)分析部分主要分析駕駛室模態(tài)和駕駛室是否存在受迫振動(dòng)。下文根據(jù)以上思路進(jìn)行逐一分析和排查。

2.2 源頭分析

針對(duì)源頭激勵(lì)的問題，運(yùn)用LMS Test.Lab軟件中Signature testing模塊對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)和打氣泵本體振動(dòng)進(jìn)行數(shù)據(jù)采集和分析。圖3為打氣泵測(cè)點(diǎn)，圖4為該點(diǎn)的振動(dòng)加速度曲線。

圖3 打氣泵振動(dòng)測(cè)點(diǎn)

圖4 打氣泵Z向振動(dòng)曲線

圖4中打氣泵本體振動(dòng)曲線顯示打氣泵激勵(lì)為0.07 g，而發(fā)動(dòng)機(jī)2 階激勵(lì)幅值為0.4 g，因此可斷定打氣泵源頭激勵(lì)主要為發(fā)動(dòng)機(jī)2 階，其次為其本身貢獻(xiàn)。

結(jié)合圖1的座椅振動(dòng)曲線可知，打氣泵振動(dòng)在座椅導(dǎo)軌上的響應(yīng)是發(fā)動(dòng)機(jī)2階激勵(lì)在座椅導(dǎo)軌上響應(yīng)的2 倍左右，由此可斷定路徑上可能存在共振或隔振不足等問題。

2.3 傳遞路徑分析

2.3.1 動(dòng)力總成懸置隔振分析

根據(jù)源頭分析結(jié)果，運(yùn)用LMS Test.Lab軟件中Signature testing模塊對(duì)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)進(jìn)行隔振測(cè)試分析。將振動(dòng)傳感器布置在3個(gè)懸置的主動(dòng)端與被動(dòng)端，并對(duì)這些測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)信號(hào)進(jìn)行采集。

圖5至圖7是發(fā)動(dòng)機(jī)左右懸置和變速箱懸置X、Y、Z3個(gè)方向的隔振曲線，為方便數(shù)據(jù)分析，將振動(dòng)值以dB的形式表示，下文隔振曲線中實(shí)線表示主動(dòng)端振動(dòng)，虛線表示被動(dòng)端振動(dòng)。

圖5 發(fā)動(dòng)機(jī)左懸置隔振曲線

圖6 發(fā)動(dòng)機(jī)右懸置隔振曲線

圖7 變速箱懸置隔振曲線

從上述3 點(diǎn)懸置隔振曲線中不難發(fā)現(xiàn)，變速箱懸置在9.65 Hz處Z向隔振僅僅3 dB左右，其他懸置的隔振均能達(dá)到20 dB以上（對(duì)應(yīng)振動(dòng)衰減90%）［6］的要求，但在發(fā)動(dòng)機(jī)2 階的隔振滿足20 dB 的要求。該處有可能存在動(dòng)力總成剛體模態(tài)共振風(fēng)險(xiǎn)。

2.3.2 車身懸置隔振分析

根據(jù)上述分析發(fā)現(xiàn)變速箱懸置不達(dá)標(biāo)，該振動(dòng)傳遞至車架，通過車架傳遞到車身。該懸置的車架端上方的安裝點(diǎn)恰好與后排車身懸置安裝點(diǎn)相距較近，因此重點(diǎn)分析此處車身懸置的隔振性能。

圖8至圖9的車身懸置Z向隔振曲線顯示9.65 Hz附近的隔振在25%～35%左右，這種隔振性能對(duì)卡車車身懸置而言屬于一般設(shè)計(jì)水平。結(jié)合動(dòng)力總成懸置隔振曲線分析，駕駛室受迫振動(dòng)或駕駛室模態(tài)共振的可能性較大。

圖8 車身后排左側(cè)懸置Z向隔振曲線

2.3.3 模態(tài)測(cè)試分析

運(yùn)用CAE 仿真分析方法，根據(jù)動(dòng)力總成的質(zhì)量、質(zhì)心、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量以及懸置襯套的剛度參數(shù)，在Hypermesh中建立動(dòng)力總成剛體仿真模型［7］，約束懸置襯套的被動(dòng)側(cè)。并利用MSC Nastran軟件計(jì)算動(dòng)力總成剛體模態(tài)頻率。

圖9 車身后排右側(cè)懸置Z向隔振曲線

如圖10所示，動(dòng)力總成繞Y軸旋轉(zhuǎn)剛體模態(tài)頻率為9.73 Hz，與打氣泵激勵(lì)頻率9.65 Hz非常接近。

圖10 動(dòng)力總成繞Y軸旋轉(zhuǎn)模態(tài)CAE分析結(jié)果

為了進(jìn)一步驗(yàn)證上述動(dòng)力總成剛體模態(tài)結(jié)果的準(zhǔn)確性，運(yùn)用LMS Test.Lab 中Spectral testing 模塊，建立動(dòng)力總成、車架及懸掛系統(tǒng)和駕駛室的實(shí)驗(yàn)?zāi)Ｐ?，采用多輸入多輸出法?］對(duì)其進(jìn)行模態(tài)測(cè)試，并運(yùn)用PolyMax Modal Analysis分析模塊計(jì)算整個(gè)系統(tǒng)0～30 Hz范圍內(nèi)的模態(tài)振型。圖11和圖12分別是激振器安裝位置及實(shí)驗(yàn)?zāi)Ｐ蛨D。

圖11 激振器安裝位置

圖12 整車實(shí)驗(yàn)?zāi)Ｐ?/p>

測(cè)試結(jié)果如圖13和圖14所示，動(dòng)力總成系統(tǒng)綜合頻響函數(shù)顯示9.6 Hz 附近存在一個(gè)明顯峰值，通過模態(tài)分析發(fā)現(xiàn)該振型是動(dòng)力總成的典型剛體模態(tài)：繞Y軸旋轉(zhuǎn)模態(tài)，振幅最大點(diǎn)在變速箱與后傳動(dòng)軸連接處附近。仿真結(jié)果與試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果僅相差0.13 Hz，且模態(tài)振型一致。

圖13 動(dòng)力總成綜合頻響函數(shù)曲線

圖14 動(dòng)力總成繞Y軸旋轉(zhuǎn)模態(tài)振型

其他系統(tǒng)模態(tài)振型描述如表2所示。

表2 整車狀態(tài)各系統(tǒng)模態(tài)頻率分布

根據(jù)本小節(jié)分析結(jié)果可得：打氣泵抖動(dòng)的根本原因是打氣泵工作時(shí)的激勵(lì)頻率與動(dòng)力總成剛體模態(tài)耦合共振，使得振幅最大處的變速箱懸置隔振變差，導(dǎo)致駕駛室的強(qiáng)迫振動(dòng)。

3 優(yōu)化方案研究

根據(jù)客觀測(cè)試與仿真分析可得，動(dòng)力總成剛體模態(tài)與打氣泵1階激勵(lì)頻率耦合是導(dǎo)致怠速抖動(dòng)的根本原因。采用如下途徑可以進(jìn)行優(yōu)化：

(1)降低變速箱懸置橡膠的剛度，提升其隔振性能；

(2)降低后排車身懸置橡膠的剛度，提升其隔振性能；

(3)改變打氣泵速比，將打氣泵激勵(lì)頻率與動(dòng)力總成剛體模態(tài)分離1 Hz以上。

上述3 條優(yōu)化途徑中，降低變速箱懸置的剛度有可能會(huì)將其他的剛體模態(tài)移頻至9.6 Hz，且降剛度影響耐久可靠性，增加開發(fā)周期；而降低車身懸置剛度，隔振性能提升也很有限，治標(biāo)不治本。因此改變打氣泵速比，改變激勵(lì)源是最直接最有效的方案。

根據(jù)表2中整車模態(tài)頻率分布表結(jié)果發(fā)現(xiàn)，若將打氣泵激勵(lì)頻率設(shè)定10 Hz～12 Hz 范圍內(nèi)，則與該車型中的低頻模態(tài)分離達(dá)到1 Hz 以上。通過皮帶輪選型和式（2）計(jì)算，當(dāng)打氣泵速比調(diào)整到0.887時(shí)，打氣泵激勵(lì)頻率由9.65 Hz 提升至11.08 Hz，打氣泵1 階激勵(lì)頻率提升了1.5 Hz 左右，與動(dòng)力總成繞Y軸旋轉(zhuǎn)剛體模態(tài)頻率分離1 Hz以上。

打氣泵抖動(dòng)優(yōu)化方案的效果對(duì)比如圖15和16所示。

圖15 優(yōu)化后變速箱懸置Z向隔振曲線

圖16 座椅導(dǎo)軌Z向振動(dòng)曲線優(yōu)化效果對(duì)比

打氣泵速比由0.772 改為0.887 后，變速箱懸置Z向隔振性能由3 dB提升到12 dB，且座椅導(dǎo)軌振動(dòng)由0.02 g降低到0.0031 g，主觀駕駛評(píng)價(jià)性抖動(dòng)基本消失，達(dá)到接受水平。

4 結(jié)語

對(duì)某氣剎輕卡怠速工況下打氣泵工作時(shí)的整車抖動(dòng)問題，運(yùn)用“源頭-傳遞路徑-響應(yīng)”分析理論，建立打氣泵抖動(dòng)原因分析流程，通過實(shí)驗(yàn)對(duì)可能存在原因進(jìn)行診斷分析，通過打氣泵源頭振動(dòng)分析、動(dòng)力總成懸置隔振分析、車身懸置隔振分析、CAE模態(tài)仿真分析和整車下動(dòng)力總成、懸掛系統(tǒng)、車架及車身系統(tǒng)模態(tài)實(shí)驗(yàn)分析，最終鎖定了打氣泵抖動(dòng)的根本原因，并提出了成本低、周期短的可實(shí)施性方案，徹底解決了打氣泵工作引起整車抖動(dòng)的問題，對(duì)此類車型旋轉(zhuǎn)機(jī)械的NVH 優(yōu)化具有重要的借鑒和參考意義。