宣海軍

（江淮汽車股份有限公司 技術(shù)中心，合肥 230022）

0 引 言

傳統(tǒng)的卡車是一種生產(chǎn)資料，顧客關(guān)注的主要性能為節(jié)油、承載等與經(jīng)濟(jì)利益強(qiáng)相關(guān)的性能。但是隨著人們生活水平的提高，顧客越來越關(guān)注駕乘舒適性問題。與此同時(shí)，卡車車速越來越快、超載問題依然嚴(yán)重，這給駕乘舒適性提高帶來了挑戰(zhàn)。

某型卡車上市以來，市場反應(yīng)一直不錯(cuò)。但是近一年來市場反映該車型在行駛到65～70 km/h 時(shí)，駕駛室內(nèi)抖動(dòng)明顯，顧客抱怨很大。

1 整車平順性評價(jià)

1.1 主觀評價(jià)

針對服務(wù)置換車行駛抖動(dòng)問題進(jìn)行主觀評價(jià)。

評價(jià)小組由5 位成員組成：1 名售后服務(wù)人員，1 名制造公司質(zhì)量管理人員，1 名NVH 設(shè)計(jì)工程師，1 名技術(shù)中心質(zhì)量管理人員，1 名試驗(yàn)工程師。

評價(jià)時(shí)間：2014 年1 月7 日。

評價(jià)地點(diǎn)：某市區(qū)柏油馬路。

評價(jià)結(jié)果：5 位成員一致認(rèn)為在65～70 km/h 較寬速度帶里駕駛室內(nèi)上下抖動(dòng)明顯。

1.2 平順性測試

表1 原始狀態(tài)平順性測試值

為了更好地分析問題原因，對服務(wù)置換車進(jìn)行平順性測試（測試方法參考GB/T 4970-2009 汽車平順性試驗(yàn)方法）。測試結(jié)果如表1 所示。

根據(jù)表1 可以看出，在67 km/h 時(shí)車內(nèi)平順性出現(xiàn)明顯的放大。

根據(jù)圖1 可以看出在67 km/h 時(shí)，駕駛員側(cè)振動(dòng)在6.45 Hz 有明顯的峰值，這極有可能是引起駕駛室共振的主要原因。

2 原因分析

2.1 FTA 分析

卡車行駛抖動(dòng)問題是一個(gè)系統(tǒng)性問題，可能的原因很多，解決的時(shí)候如果沒有清晰的分析很難得到最佳的分析結(jié)果。

圖1 67 km/h 時(shí)駕駛員座椅振動(dòng)頻譜

針對本問題，使用了FTA 故障樹分析方法，如圖2 所示。

2.2 可能原因排查

2.2.1 車輪系統(tǒng)不平衡排查

車輪系統(tǒng)不平衡的主要體現(xiàn)形式為特定車速下，不受行駛工況影響，駕駛室的抖動(dòng)現(xiàn)象客觀存在。為了對該因素進(jìn)行排查，對車輛不同行駛工況進(jìn)行排查。

排查發(fā)現(xiàn)在四擋65～70 km/h 之間，五擋65～70 km/h時(shí)駕駛抖動(dòng)都明顯存在，所以不能排除車輪系統(tǒng)對行駛抖動(dòng)的影響。

2.2.2 傳動(dòng)系統(tǒng)扭振排查

傳動(dòng)系扭振是傳動(dòng)系統(tǒng)的固有屬性，與傳動(dòng)系統(tǒng)的空間位置、各子系統(tǒng)的扭振剛度、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量密切相關(guān)。而影響扭振最重要的因素為發(fā)動(dòng)機(jī)的扭矩波動(dòng)。為了排查該問題只要切斷發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力，看駕駛室抖動(dòng)現(xiàn)象是否存在。

排查后發(fā)現(xiàn)在五擋80 km/h 時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)空擋滑行，當(dāng)車速降低到65～70 km/h 時(shí)駕駛室抖動(dòng)現(xiàn)象依然明顯，可以確認(rèn)駕駛室抖動(dòng)不是傳動(dòng)系統(tǒng)扭振的原因。

圖2 車輛行駛抖動(dòng)FTA 分析圖

2.2.3 傳動(dòng)系統(tǒng)彎振排查

傳動(dòng)系統(tǒng)的彎振是傳動(dòng)系統(tǒng)的固有屬性，主要的影響因素為發(fā)動(dòng)機(jī)二階點(diǎn)火頻率和傳動(dòng)軸自身旋轉(zhuǎn)激勵(lì)。原因排查方法與2.2.2 節(jié)一致，可以確認(rèn)傳動(dòng)軸彎振不是駕駛室抖動(dòng)的原因。

2.2.4 傳動(dòng)系統(tǒng)俯仰振動(dòng)排查

傳動(dòng)系統(tǒng)俯仰振動(dòng)是后橋相對于后傳動(dòng)軸的相對運(yùn)動(dòng)的模態(tài)形式。本例中影響駕駛室振動(dòng)的主要頻率為6.45 Hz，而根據(jù)一般經(jīng)驗(yàn)俯仰振動(dòng)的頻率在40～80 Hz 之間，故可以排除傳動(dòng)系統(tǒng)俯仰振動(dòng)的影響。

2.2.5 駕駛室系統(tǒng)振動(dòng)響應(yīng)排查

駕駛室系統(tǒng)作為整車噪聲和振動(dòng)激勵(lì)的接受體，與整車噪聲振動(dòng)密切相關(guān)，所以不能排除駕駛系統(tǒng)振動(dòng)響應(yīng)對車輛行駛抖動(dòng)的影響。

2.2.6 懸架系統(tǒng)隔振性能排查

懸架系統(tǒng)隔振性能較差會對行駛抖動(dòng)產(chǎn)生影響，但是其影響是全速度段的，而本例中出現(xiàn)的問題為局部車速的共振，其現(xiàn)象與懸架系統(tǒng)隔振對駕駛室振動(dòng)的影響不相符。故可以排除懸架系統(tǒng)隔振性能的影響。

2.2.7 座椅系統(tǒng)隔振性能排查

座椅系統(tǒng)隔振能夠有效地降低駕駛室的振動(dòng)對座椅的傳遞。但是本例中的現(xiàn)象為駕駛室整體上下振動(dòng)，且該車的座椅固有頻率為2.9 Hz，這與影響該車行駛抖動(dòng)的主頻率6.45 Hz 相差較大。故可以排除座椅系統(tǒng)對隔振性能的影響。

2.3 主要原因

根據(jù)2.2 節(jié)中對可能原因的排查，可以知道影響本例中行駛抖動(dòng)的主要原因?yàn)檐囕喯到y(tǒng)不平衡和駕駛室的振動(dòng)響應(yīng)。

2.3.1 車輪系統(tǒng)不平衡

2.3.1.1 振源力的變化

由于橋的旋轉(zhuǎn)體和車輪的動(dòng)不平衡、輪胎的失圓和四周剛度的變化等因素，輪胎垂直方向的力發(fā)生周期性變化，這個(gè)徑向力波動(dòng)簡稱RFV（Radial Force Variation），如圖3 所示。

圖3 輪胎的徑向力波動(dòng)（RFV）

2.3.1.2 搖振頻率的計(jì)算

車輛在行駛中車輪產(chǎn)生持續(xù)的、周期性的搖振（shake），正是也只有搖振這個(gè)振源傳遞到駕駛室座椅，且傳遞途中與相關(guān)件的頻率一致，使搖振的振幅加大。

根據(jù)VOBX 設(shè)備對實(shí)際車速進(jìn)行測試發(fā)現(xiàn)，67 km/h對應(yīng)的實(shí)際車速為59 km/h，該車輪胎的滾動(dòng)半徑約為398 mm。根據(jù)公式計(jì)算出激勵(lì)頻率為6.55 Hz。這與測試得到的6.45 Hz 非常接近。

2.3.2 駕駛室系統(tǒng)振動(dòng)響應(yīng)

駕駛室系統(tǒng)振動(dòng)響應(yīng)是駕駛室系統(tǒng)的剛體模態(tài)對外界的振動(dòng)源（主要是發(fā)動(dòng)機(jī)和路面）進(jìn)行響應(yīng)的過程。駕駛室系統(tǒng)主要考慮其剛體模態(tài)。

根據(jù)表2 及圖4~圖8 可以看出，駕駛室Z 向平動(dòng)的剛體模態(tài)為6.5 Hz，這與車內(nèi)振動(dòng)的6.45 Hz 的峰值非常接近。

表2 駕駛室剛體模態(tài)

圖4 繞X 軸旋轉(zhuǎn)剛體模態(tài)振型

圖5 繞Y 軸旋轉(zhuǎn)剛體模態(tài)振型

2.4 原因確認(rèn)

綜合2.1~2.3 的分析數(shù)據(jù)，可以確認(rèn)該車在65~70 km/h行駛抖動(dòng)的機(jī)理為：車輪不平衡激勵(lì)引起駕駛室剛體模態(tài)共振，從而導(dǎo)致了該車的行駛抖動(dòng)。

3 整改措施

3.1 方案確認(rèn)

由原因分析可以看出，引起該車行駛抖動(dòng)的主要原因?yàn)檐囕啿黄胶馀c駕駛室剛體模態(tài)頻率。由于駕駛室剛體模態(tài)由駕駛室質(zhì)量和橡膠剛度共同決定，根據(jù)一般經(jīng)驗(yàn)，輕卡類配橡膠類翻轉(zhuǎn)結(jié)構(gòu)，其剛體模態(tài)一般在4~9 Hz之間，這與車輛常用的行駛車速（0~100 km/h）下車輪激勵(lì)的搖振頻率是無法完全避開的。所以該車主要的整改思路是降低車輪系統(tǒng)的不平衡激勵(lì)。

圖6 Z 向平動(dòng)剛體模態(tài)振型

圖7 X 向平動(dòng)剛體模態(tài)振型

圖8 Z 軸旋轉(zhuǎn)剛體模態(tài)振型

影響車輪不平衡激勵(lì)的3 個(gè)主要參數(shù)為：輪輞徑向跳動(dòng)、輪輞端向跳動(dòng)、車輪動(dòng)平衡。該車的設(shè)計(jì)要求為：輪輞徑向跳動(dòng)≤1.5 mm；輪輞端向跳動(dòng)≤1.5 mm；車輪動(dòng)平衡≤40 g。

對該車的前車輪總成進(jìn)行檢驗(yàn)，檢驗(yàn)報(bào)告如圖9 所示

從圖9 可以看出，該車的原始車輪總成3 個(gè)主要參數(shù)都不滿足設(shè)計(jì)要求，最大超差350%。

圖9 原始車輪總成檢驗(yàn)報(bào)告

圖10 新車輪總成檢驗(yàn)報(bào)告

針對圖9 中存在的問題，更換新前輪總成，新前輪進(jìn)行生產(chǎn)線下線檢測，檢測報(bào)告如圖10 所示。

從圖10 可以看出，新車輪總成3 個(gè)主要參數(shù)都滿足設(shè)計(jì)要求。

3.2 平順性測試

把新車輪總成換上問題車，對65～70 km/h 平順性進(jìn)行測試。

從表3 可以看出，更換新前輪后，車內(nèi)平順性平均下降2.7 dB，平順性水平提升明顯。從圖11 可以看出，更換新前車輪后6.45 Hz 處峰值下降明顯，這與原因分析中判斷是一致的。

表3 更換新前車輪前后平順性的變化

3.3 主觀評價(jià)

針對整改后的車進(jìn)行行駛抖動(dòng)問題進(jìn)行主觀評價(jià)。

圖11 更換新前車輪前后67 km/h 駕駛員座椅頻譜圖

評價(jià)小組由5 位成員組成：1 名售后服務(wù)人員，1 名制造公司質(zhì)量管理人員，1 名NVH 設(shè)計(jì)工程師，1 名技術(shù)中心質(zhì)量管理人員，1 名試驗(yàn)工程師。

評價(jià)時(shí)間：2014 年2 月16 日。

評價(jià)地點(diǎn)：某市區(qū)柏油馬路。

評價(jià)結(jié)果：5 位成員一致認(rèn)為在65～70 km/h 駕駛室內(nèi)無明顯抖動(dòng)。

4 結(jié) 語

針對某款卡車行駛抖動(dòng)問題，本文通過FTA 分析的方法尋找問題的主要原因，結(jié)合車輪激勵(lì)的頻率計(jì)算和駕駛室剛體模態(tài)的試驗(yàn)測量，最終識別出引起行駛抖動(dòng)的根本原因，根據(jù)實(shí)際情況提出最可行的整改措施，最終通過客觀測試和主觀評價(jià)驗(yàn)證整改措施的有效性。

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［4］ 龐劍，諶剛，何華.汽車噪聲與振動(dòng)：理論與應(yīng)用［M］.北京：北京理工大學(xué)出版社，2006.

（編輯昊 天）