陳嘯，李婷婷

（金龍聯(lián)合汽車工業(yè)（蘇州）有限公司，江蘇 蘇州 215026）

1 樣車狀態(tài)概述

1.1 樣車狀態(tài)概述

樣車車型的主要配置參數(shù)如下表1所列。

表1 車輛主要配置及參數(shù)

樣車車型的底盤布置如圖1所示。

問題描述：車輛行駛時，在6檔車速超過90km/h時，車內(nèi)地板及座椅出現(xiàn)明顯的振動，同時車內(nèi)乘客感受到明顯的壓耳感，嚴(yán)重影響舒適性。

圖1 KLQ6128DF底盤布置圖

2 故障測試判斷

2.1 車內(nèi)噪聲測試

在駕駛員座椅、后橋上方座椅、最后排座椅上方右耳側(cè)安裝傳聲器，測量怠速工況，最高檔60km/h～90km/h勻速工況，和最高檔60km/h～90km/h加速工況下的噪聲值。

2.2 車內(nèi)噪聲測試結(jié)果

最高檔車內(nèi)噪聲試驗結(jié)果如表2所示，勻速工況下噪聲值如圖2所示。

表2 最高檔車內(nèi)噪聲試驗結(jié)果

圖2 最高檔車內(nèi)噪聲值dB（A）

由表2、圖2可以看出，車輛在90km/h時車內(nèi)噪聲值異常增大。同時主觀感受到車內(nèi)地板振動加劇。初步判斷，激勵是來源于傳動系的振動。

3 原因分析

由圖1可知，該車型為前置發(fā)動機(jī)大巴車型，該車型軸距為6200mm，且匹配了中置電渦流緩速器。傳動軸長度長、傳動軸數(shù)量多、中置緩速器等因素都對傳動系的振動產(chǎn)生不利影響。

整車的動力模塊時刻向傳動軸施加各種激勵，特別是發(fā)動機(jī)的往復(fù)慣性力與傳動軸不平衡產(chǎn)生的慣性力沖擊最為顯著。傳動軸最主要的激振力是發(fā)動機(jī)往復(fù)慣性力與傳動軸殘余不平衡產(chǎn)生的慣性力。[1][2]

傳動軸共振有一階共振、二階共振和三階共振。一階振頻就是設(shè)計計算中得出的臨界轉(zhuǎn)速，一般要求高出傳動軸工作轉(zhuǎn)速1.5倍以上。傳動軸系統(tǒng)的一階諧振往往是由支承頻率決定的，降低支承的固有頻率可以顯著降低傳動軸系統(tǒng)一階振動，改善傳動軸的工作性能。二階三階則更高，都不在工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，所以分析單根傳動軸沒有實際意義。多節(jié)傳動軸及中間支承系統(tǒng)，通常有多個在傳動軸工作轉(zhuǎn)速范圍的諧振頻率，故推薦相鄰兩節(jié)傳動軸的長度的比例應(yīng)滿足10：7。[1][2]

4 解決措施

4.1 底盤布置變更

由于中置緩速器結(jié)構(gòu)本身對于傳動軸振動影響比較大，故將緩速器改為安裝在變速箱上。同時調(diào)整傳動軸的固有頻率，將相鄰兩節(jié)傳動軸的長度比例按10：7設(shè)計，使得相鄰兩節(jié)傳動軸的固有頻率錯開。改后的底盤布置情況如下圖3所示。

圖3 改進(jìn)后的KLQ6128DF底盤布置圖

4.2 傳動軸輕量化改進(jìn)

采用輕量化結(jié)構(gòu)傳動軸，傳動軸軸管直徑由108mm下降為92mm，減輕傳動軸自重。

4.3 車架剛度提升

通過改進(jìn)車架結(jié)構(gòu)，增加輔助橫梁提升車架整體剛度。同時將傳動軸中間支承安裝橫梁改為盒式結(jié)構(gòu)，提升剛度。

4.4 測試驗證

對改進(jìn)后的試制樣車進(jìn)行噪聲測試。

最高檔車內(nèi)噪聲試驗結(jié)果如表3所示，勻速工況下噪聲值如圖4所示。

表3 最高檔車內(nèi)噪聲試驗結(jié)果

圖4 最高檔車內(nèi)噪聲值dB（A）

由表3、圖4可以看出，車輛在90km/h時車內(nèi)噪聲值以大幅降低，同時主觀感受車內(nèi)無明顯振動，車廂內(nèi)壓耳感已消失。

5 結(jié)束語

本文較為詳細(xì)的介紹了前置大巴車型傳動軸共振故障的解決方案，經(jīng)試驗驗證效果明顯，解決了車內(nèi)地板及座椅出現(xiàn)明顯的抖動和車內(nèi)乘客感受到明顯的壓耳感的問題，同時在相似車型開發(fā)中油借鑒意義。另外，改變傳動軸中間支承的固有頻率也可以起到改善傳動軸共振的作用。

[1] 閔福江.Lms中國用戶大會,2008.

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