王曉宏 董志鴻 林文干 陳文博

東風(fēng)汽車股份有限公司商品研發(fā)院 湖北武漢 430057

1 前言

在當前競爭激烈的汽車市場上，同檔次車型在常規(guī)性能方面的綜合“性價比”越來越接近，因此提高車輛的駕乘舒適性成為新的競爭焦點，其中NVH占據(jù)主要地位。NVH不僅是影響車輛舒適性的重要因素，也是評價其質(zhì)量品質(zhì)的重要指標之一，涉及車輛的振動噪聲問題已經(jīng)成為汽車技術(shù)領(lǐng)域的一個研究熱點[1]。

輕卡采用氣動剎車系統(tǒng)，為其提供氣源的打氣泵為單缸活塞結(jié)構(gòu)，其工作時候產(chǎn)生較大的周期激勵。在頻率規(guī)劃中，打氣泵激勵頻率主要影響發(fā)動機和駕駛室Z向跳動頻率，同時需與發(fā)動機怠速一階頻率合理分離，防止拍頻問題出現(xiàn)。

8.3 Hz低頻振動在人體比較敏感的振動頻率區(qū)間內(nèi)，根據(jù)GB/T 13442-92《人體全身振動暴露的舒適性降低界限和評價準則》規(guī)定，人體在8.3 Hz振動環(huán)境中能保持24 h舒適性的振動幅值應(yīng)該小于0.045 m/s2，而在此頻率下達到使人完全感受不到的振動幅值有更嚴苛的要求。

2 問題現(xiàn)象描述和振動響應(yīng)測試

某款輕型貨車主觀評價怠速工況低頻振動較大，主要表現(xiàn)在大腿晃動幅度較大，使人感受極不舒服，主觀評價不可接受。

針對以上現(xiàn)象，在車輛定置狀態(tài)測試怠速工況下主駕地板振動數(shù)據(jù)，見圖1。

圖1 原始狀態(tài)怠速工況主駕地板振動頻譜

由圖1可以看到，怠速工況下主駕地板在8.3 Hz振動水平達到0.14 m/s2（主要是Z向），而主駕地板怠速8.3 Hz振動目標值為≤0.05 m/s2，顯然怠速地板Z向振動沒有達到目標，所以以下分析主要是研究Z向振動。

3 問題分析

尋找怠速8.3 Hz的激勵源，發(fā)現(xiàn)用于氣制動的打氣泵裝在發(fā)動機上，曲軸和打氣泵的速比為0.667，發(fā)動機怠速750 r/min，打氣泵激勵頻率f通過以下公式計算，其中c是打氣泵與曲軸的速比，n是發(fā)動機工作轉(zhuǎn)速。

主駕地板怠速8.3 Hz的振動問題從源、路徑、響應(yīng)的思路分析，振動源方面需要降低打氣泵的振動水平，或者是改變發(fā)動機怠速轉(zhuǎn)速來改變打氣泵的怠速激勵頻率；傳遞路徑方面有駕駛室懸置軟墊剛度參數(shù)優(yōu)化改變剛體模態(tài)頻率，車架模態(tài)頻率優(yōu)化，動力總成懸置軟墊剛度參數(shù)優(yōu)化改變剛體模態(tài)頻率，解析思路見表1。

表1 怠速8.3 Hz振動解析思路

3.1 打氣泵振動優(yōu)化

發(fā)動機通過齒輪或者皮帶驅(qū)動打氣泵的曲軸，以驅(qū)動連桿活塞機構(gòu)泵送空氣，注入的氣體通過管道引入儲氣罐。打氣泵在工作的時候會產(chǎn)生很大的激勵力，頻率為8.3 Hz，理論上降低打氣泵工作時的激勵力，對改善怠速振動有好處。

目前為了降低打氣泵激勵力，大部分廠家通過把打氣泵的連桿活塞機構(gòu)材料由鐵改為鋁，這樣不僅可以降低打氣泵的激勵力，而且對發(fā)動機輕量化也有好處。

更換鋁連桿打氣泵后的振動數(shù)據(jù)見表2，可以看到鐵連桿打氣泵怠速發(fā)動機端振動最大達到0.47 m/s2，鋁連桿打氣泵怠速發(fā)動機端振動最大為0.19 m/s2，鋁連桿打氣泵激勵力遠小于鐵連桿打氣泵激勵力。

表2 鐵連桿和鋁連桿振動對比表

考察主駕地板振動水平見圖2，為發(fā)動機0.667階振動掃頻曲線，其中紅色為鐵連桿打氣泵，綠色為鋁連桿打氣泵，可以看出換鋁連桿打氣泵后主駕地板振動水平下降明顯。

圖2 鐵連桿和鋁連桿主駕地板發(fā)動機0.667階振動掃頻曲線對比

3.2 整車VTF仿真

換裝鋁合金連桿打氣泵后雖然主駕地板振動水平大幅下降，但是還沒有達到振動客觀目標值，主觀感受仍然不可接受。分析圖2的振動曲線，要想進一步降低怠速（750 r/min）振動水平，需要提高系統(tǒng)共振頻率，即振動峰值對應(yīng)的發(fā)動機轉(zhuǎn)速需要繼續(xù)提高。

為了進一步提高傳遞路徑的共振頻率，嘗試調(diào)整駕駛室懸置軟墊剛度、發(fā)動機懸置軟墊剛度及車架加強方案。通過整車VTF仿真分析，考察在相同的激勵下，主駕地板和主駕座椅安裝點處的振動響應(yīng)，找出影響駕駛室抖動的關(guān)鍵因素，提供參考方向。圖3為整車模型。

圖3 整車模型

做整車VTF仿真計算時，設(shè)置激勵力為1 g，激勵方式為上下0～20 Hz掃頻，激勵點為動力總成正下方，響應(yīng)點為主駕地板和主駕座椅安裝點，見圖4。

圖4 VTF仿真計算時的激勵點和響應(yīng)點

首先通過改變駕駛室的前后懸置軟墊剛度計算整車VTF（見圖5），可以看到當駕駛室懸置軟墊剛度增加30%和減小30%時，整車VTF曲線在6～9 Hz的共振頻率基本沒有發(fā)生變化，所以可以看到駕駛室剛體模態(tài)對其懸置軟墊剛度的變化并不敏感，同時也可以說明主駕地板怠速8.3 Hz的振動問題通過優(yōu)化駕駛室懸置這條路徑不可實現(xiàn)。

圖5 改變駕駛室懸置軟墊剛度前后整車VTF曲線對比

通過改變車架縱梁的局部剛度從而達到改變車架模態(tài)后計算整車VTF（見圖6），可以看到改變車架模態(tài)后整車VTF 曲線在6～9 Hz的共振頻率沒有發(fā)生變化，說明主駕地板怠速8.3 Hz的振動問題通過優(yōu)化車架模態(tài)這條路徑不可實現(xiàn)。

圖6 車架縱梁局部加強方案整車VTF曲線對比

通過改變動力總成的前后懸置軟墊剛度計算整車VTF（見圖7），可以看到當動力總成懸置軟墊剛度增加30%和減小30%時，整車VTF 曲線在6～9 Hz的共振頻率時會發(fā)生很大的變化，所以可以看到動力總成剛體模態(tài)對其懸置軟墊剛度的變化非常敏感，同時也說明主駕地板怠速8.3 Hz的振動問題可以通過優(yōu)化動力總成懸置這條路徑來實現(xiàn)。

圖7 改變動力總成懸置軟墊剛度前后整車VTF曲線對比

繼續(xù)優(yōu)化動力總成懸置剛度，找到一個合適的剛度值，使共振頻率避開8.3 Hz，優(yōu)化結(jié)果見圖8。

圖8 優(yōu)化動力總成懸置軟墊剛度避開8.3Hz共振

通過以上VTF分析優(yōu)化動力總成懸置參數(shù)，在現(xiàn)有軟墊剛度的基礎(chǔ)上增加前后懸置軟墊剛度，通過裝車評價測試，找到一組振動狀態(tài)最好的剛度值，見表3。

表3 動力總成懸置動剛度優(yōu)化前后對比 單位:N/mm

4 改進驗證

優(yōu)化打氣泵激振力和動力總成懸置后主駕地板振動對比數(shù)據(jù)見圖8，可以看到怠速8.3 Hz振動水平由原來的0.14 m/s2降低到0.04 m/s2，同時可以看到怠速發(fā)動機2階25 Hz振動水平有所提高，但是在0.1 m/s2的目標范圍內(nèi)，改善明顯，主觀評價較好。

圖9 優(yōu)化后主駕地板發(fā)動機0.667階振動掃頻曲線對比

5 結(jié)語

首先，此車怠速8.3 Hz振動源是打氣泵激勵，通過把打氣泵連桿材料由鐵改為鋁可以減小打氣泵的振動輸入。

其次，整車VTF仿真分析可以快速有效地找到影響駕駛室抖動的關(guān)鍵因素，為怠速振動的改善提供改進方向。

最后，商用車制動形式一般為氣制動，在懸置系統(tǒng)設(shè)計時需要考慮發(fā)動機剛體模態(tài)和打氣泵的激勵頻率合理避頻，這對懸置系統(tǒng)設(shè)計提出更高的要求。