郭楊 王濤 冉立

華晨鑫源重慶汽車有限公司工程研究院 重慶市 401329

1 引言

一般手動擋車型的換擋桿通過換擋拉線與變速器上的換擋搖臂相連接，因此由它帶來的振動噪聲問題日益被重視，換擋桿振動問題一般來源于動力總成及其附件通過換擋拉線傳遞的激勵，作用在換擋球頭，其性能直接影響換擋的平順性、操縱穩(wěn)定性和舒適性等，本文以某款手動擋樣車車型換擋桿發(fā)麻，振動大，隔振感差，通過對換擋搖臂支架NVH性能優(yōu)化研究為例，為解決類似問題提供參考。

2 問題描述

通過對某款手動擋試制樣車進(jìn)行主觀評價，在怠速空擋踩油門及各擋位加速工況下，儀表顯示常用轉(zhuǎn)速在1900rpm左右換擋桿發(fā)麻，振動量大，隔振感差。此問題影響舒適性及整車換擋桿品質(zhì)，不可接受。

3 試驗(yàn)部分

測試前需準(zhǔn)備LMS test.lab數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)、傳感器、力錘等。本次試驗(yàn)分為三擋加速、力錘敲擊兩部分試驗(yàn)，三擋加速用 Signature Testing – Advanced模塊采集數(shù)據(jù)，進(jìn)行整車車內(nèi)換擋桿振動測試，力錘敲擊試驗(yàn)采用Structures Acquisition Testing-Impact模塊，進(jìn)行換擋搖臂支架頻響測試。

4 試驗(yàn)結(jié)果與分析

通過三擋全油門加速動態(tài)試驗(yàn)測試結(jié)果如下圖所示：

如圖1所示在轉(zhuǎn)速1975rpm左右，頻率在65.8Hz換擋桿振動大，振動量相對其它轉(zhuǎn)速偏高。通過以上的試驗(yàn)結(jié)果與主觀評價的感受一致基本相符合，結(jié)合測試分析在轉(zhuǎn)速1975rpm的峰值主要由二、四階次貢獻(xiàn)。其中二階貢獻(xiàn)最明顯，一般根據(jù)工程經(jīng)驗(yàn)而言，受二階貢獻(xiàn)較大一般來源于動力總成，通過樣車排查傳遞路徑分析換擋桿是通過換擋拉線一端連接在變速器端換擋搖臂支架上，另一端是與換擋桿支座相連，換擋搖臂支架太薄配重質(zhì)量與中心距離較長無隔振措施，受動力總成的激勵，很容易被激勵引起支架共振通過換擋拉線連接到換擋桿支座引起換擋桿異常振動發(fā)麻。

基于以上初步分析，現(xiàn)對換擋搖臂支架進(jìn)行力錘敲擊試驗(yàn)測試換擋搖臂支架的頻響函數(shù)FRF為65.8Hz，根據(jù)頻率階次，計算出轉(zhuǎn)速約為1975rpm，與動態(tài)測試結(jié)果和主觀評價高度一致相符合。

圖3 全油門加速支架優(yōu)化后振動頻譜瀑布圖

圖4 全油門加速支架優(yōu)化后換擋桿振動總級及階次曲線圖

針對問題現(xiàn)象有以下優(yōu)化方案措施：（1）提高換擋搖臂支架的固有頻率；（2）更改換擋搖臂支架結(jié)構(gòu)；（3）采取換擋搖臂支架隔振相應(yīng)措施。

本文結(jié)合生產(chǎn)制造成本及時間周期等因素采用的是提高加強(qiáng)換擋搖臂支架的固有頻率。

5 試驗(yàn)方案驗(yàn)證

現(xiàn)對原狀態(tài)換擋搖臂支架進(jìn)行補(bǔ)強(qiáng)提高支架固有頻率，力錘敲擊試驗(yàn)測試換擋搖臂支架優(yōu)化前后的頻響函數(shù)FRF，其試驗(yàn)測試結(jié)果如下圖所示：

由圖2優(yōu)化后支架頻率為113Hz，相比原狀態(tài)換擋遙臂支架固有頻率提高47Hz。

通過優(yōu)化后動態(tài)測試三擋全油門加速試驗(yàn)結(jié)果如下圖所示：

如圖3所示，與原狀態(tài)對比可以看出在轉(zhuǎn)速1975rpm左右，頻率在65.8Hz，換擋桿受動力總成的激勵二階、四階振動量明顯減小。

如圖4所示，優(yōu)化后換擋桿Y向總級及階次振動均有所降低，曲線無明顯峰值，且在轉(zhuǎn)速1975rpm從曲線看出，Y向的總級原狀態(tài)振動量級相比原狀態(tài)降低0.5g，二階從原狀態(tài)振動量級相比原狀態(tài)降低0.48g， 四階從原狀態(tài)振動量級相比原狀態(tài)降低0.16g，整體效果相比原狀態(tài)都降低顯著，特別是來源于發(fā)動機(jī)二階、四階貢獻(xiàn)明顯降低。

6 結(jié)語

通過對某車型手動擋樣車換擋搖臂支架的優(yōu)化改善了換擋桿NVH性能，換擋品質(zhì)得到提升。在以后開發(fā)車型中，設(shè)計初期做好NVH性能的把控，為其它車型在后期樣車試制階段過程中NVH性能調(diào)校優(yōu)化工作提供參考。