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        某重型商用車行駛抖動控制研究

        2018-08-29 07:21:06徐寅生岳濤
        汽車實用技術 2018年15期
        關鍵詞:傳動軸檔位離合器

        徐寅生,岳濤

        (安徽江淮汽車集團股份有限公司,安徽 合肥 230601)

        前言

        商用車客戶群體趨向年輕化,正在從基本需求,向追求更高的駕駛舒適性轉(zhuǎn)變;產(chǎn)品NVH性能作為最直觀的感受,直接關系產(chǎn)品的市場競爭力。

        商用車 NVH性能包括整車振動及噪聲、模態(tài)匹配等,較乘用車并不全面,測試工況及控制指標、目標方面,不夠完善,甚至缺失;例如某重型商用車,怠速振動優(yōu)于競品車;而滿載加速工況下,特定檔位、車速下,振動出現(xiàn)突增,主觀評價無法接受,客戶對此多次抱怨,影響市場競爭力。

        1 問題研究

        問題主要集中在滿載,5至8四個檔位加速過程中,發(fā)動機轉(zhuǎn)速1000~1600rpm之間,駕駛室縱向及垂向振動突增,主駕座椅導軌振幅達0.37g。

        商用車座椅導軌振動曲線趨勢平緩,振幅不超過0.1g時,不會引起駕乘人員的抱怨,因此,將整車振動指標鎖定在主駕座椅導軌振動加速度,首先,加速工況下,導軌振動曲線趨勢平緩,無明顯突增峰值;其次,振幅不超過0.1g。

        1.1 整車振動實測

        對整車振動進行測試,車內(nèi)測點為主駕座椅導軌,底盤測點為動力總成懸置、傳動軸吊掛支架、后橋,導軌振動曲線如圖1所示:

        提取圖1信息,見表1:

        圖1 座椅導軌振動響應曲線

        表1 座椅導軌振動峰值

        各檔位在加速過程中,均出現(xiàn)較大峰值,且對應轉(zhuǎn)速各不相同,峰值均超過0.1g。

        1.2 傳遞路徑分析

        以7檔為例,傳動軸吊掛支架及后橋兩處峰值轉(zhuǎn)速、頻率與座椅導軌一致;判斷主要傳遞路徑有兩條:

        (1)傳動軸吊掛支架—車架—駕駛室懸置—座椅導軌

        圖2 傳動軸吊掛支架振動曲線

        圖1中7檔振動峰值轉(zhuǎn)速為1120rpm,對應激勵頻率為37.3Hz,振動方向為X向;與圖2藍色曲線峰值轉(zhuǎn)速(1120rpm)及振動方向(X向)一致,判斷該處為振動傳遞的主要路徑之一。

        (2)后橋—車架—駕駛室懸置—座椅導軌

        圖3 后橋振動曲線

        同理,后橋振動峰值轉(zhuǎn)速與圖1一致,該處也是振動傳遞的主要路徑之一。

        動力總成懸置端振動沒有明顯的振動峰值,該點不是振動傳遞的主要路徑,在此不做贅述。

        綜上,行駛抖動激勵頻率為30~60Hz,振動主要經(jīng)后橋、傳動軸中間支撐兩處傳遞至車內(nèi),振動主要由傳動系振動引起。

        1.3 傳動系實測

        車內(nèi)振動主要由傳動系引起,而傳動軸、后橋彎曲模態(tài)頻率不會隨檔位變化而改變,與問題情況不符;而傳動系扭振,各檔位扭轉(zhuǎn)剛度、轉(zhuǎn)動慣量均不同,固有頻率會隨著檔位的不同而變化,初步判斷該問題由傳動系扭振所致。

        對傳動系進行扭振測試,于動力總成飛輪端(E/G)、變速箱輸入端(T/M)以及傳動軸末端(shaft)布置測點,如圖4;

        問題工況下,測試信號如圖5所示;

        圖5 飛輪與變速器端轉(zhuǎn)速波動

        各檔位變速箱端轉(zhuǎn)速波動較大,不同轉(zhuǎn)速下存在峰值,與飛輪端角速度波動趨勢不一致,波動量較大,最大達 3.4°,遠高于飛輪端,判斷該處發(fā)生扭轉(zhuǎn)共振。

        變速器及傳動軸末端轉(zhuǎn)速波動趨勢基本一致(如圖6),該段未發(fā)生扭轉(zhuǎn)共振。

        通過傳動系扭振測試,座椅導軌振動峰值轉(zhuǎn)速,傳動軸吊掛支架、后橋振動峰值轉(zhuǎn)速,傳動系扭振峰值轉(zhuǎn)速,全部一致,判斷激勵源由飛輪端與變速器輸入軸端發(fā)生扭轉(zhuǎn)共振引起。

        圖6 變速器與傳動軸端轉(zhuǎn)速波動

        2 整車振動優(yōu)化

        該問題中,激勵源是傳動系扭振,傳遞路徑點主要是傳動軸吊掛及后橋。優(yōu)化主要從激勵源和傳動路徑兩個方面進行[1]。

        2.1 振源優(yōu)化

        扭振是關于傳動系激勵頻率對固有頻率影響程度的計算,反映系統(tǒng)是否存在共振,與各部件轉(zhuǎn)動慣量和扭轉(zhuǎn)剛度有關[2]。

        2.1.1 方案研討

        優(yōu)化扭轉(zhuǎn)剛度、轉(zhuǎn)動慣量方案有:

        (1)雙質(zhì)量飛輪;提高變速器轉(zhuǎn)動慣量,運用減振彈簧降低沖擊與波動。該方案變動大,成本高,短期內(nèi)無法實現(xiàn)。

        (2)離合器;目前匹配二級減振離合器,其一,對扭轉(zhuǎn)剛度重新匹配;其二,采用三級減振;二級減振結(jié)構(gòu)簡單,設計參數(shù)易于優(yōu)化。

        (3)動力吸振器;降低振幅,改變局部轉(zhuǎn)動慣量。單個動力吸振器只能針對一個頻率進行優(yōu)化,對于行駛抖動工況,并不適用。

        綜上所述,目前離合器扭轉(zhuǎn)剛度可調(diào)整,優(yōu)化固有頻率,通過避頻,衰減振源,方案變動小,成本低,優(yōu)化時間短。

        2.1.2 離合器優(yōu)化設計

        離合器剛度對扭振峰值有明顯的移頻特性,剛度降低,共振轉(zhuǎn)速降低[3],如圖7:

        圖7 離合器剛度對扭振的影響

        目前離合器參數(shù)如表2所示:

        表2 離合器參數(shù)

        發(fā)動機外特性曲線如圖8:

        圖8 外特性曲線

        發(fā)動機最大扭矩為 740N.m,考慮 10%的扭矩波動;離合器后備系數(shù)為2,二級剛度為211N.m/°,則最大扭矩容量=740×(1+10%)×2=1628 N.m,離合器二級扭轉(zhuǎn)角度=1628/211=7.72°,二級扭轉(zhuǎn)角度僅為7.72°,不利于緩沖。

        降低二級扭轉(zhuǎn)剛度,如表3:

        表3 離合器優(yōu)化方案設計參數(shù)

        根據(jù)上表,制作優(yōu)化方案并驗證,圖9為最優(yōu)方案(方案4)實測數(shù)據(jù)。

        圖9 各檔位導軌振動曲線

        改善前后振幅如表4所示:

        表4 導軌振動改善對比

        方案4導軌振幅改善明顯,且曲線無較大振動突增峰值,主觀可接受,行駛抖動現(xiàn)象基本消除。

        2.2 傳遞路徑優(yōu)化

        提高傳遞路徑隔振,降低車內(nèi)響應。

        2.2.1 方案研討

        (1)優(yōu)化主要路徑;針對傳動軸吊掛軟墊、板簧,降低剛度,提高隔振;但傳動軸彎曲模態(tài)頻率降低,增加彎曲模態(tài)共振風險;且板簧承載力下降,變更相對較多。

        (2)優(yōu)化路徑必經(jīng)點隔振;駕駛室懸置隔振性能提高,各路徑隔振均提高;降低駕駛室前懸置軟墊剛度,提高后懸置阻尼[4]。

        綜上所述,優(yōu)化傳遞路徑必經(jīng)點隔振,變動較小,易于實現(xiàn)。

        2.2.2 駕駛室懸置優(yōu)化設計

        駕駛室懸置采用前軟墊橡膠、后減震器+彈簧的組合;降低前懸置軟墊各向剛度,提高后減震器阻尼,振動曲線如圖10:

        圖10 優(yōu)化方案導軌振動曲線

        對比導軌振動幅值,如表5:

        表5 導軌振動幅值

        導軌振動幅值改善明顯,某些檔位工況高于振源優(yōu)化方案;但振動曲線仍存在較大突增峰值,主觀可感知,行駛抖動現(xiàn)象并未消除。

        2.3 小結(jié)

        兩種優(yōu)化方法對導軌振幅都有改進作用,區(qū)別在于:

        (1)振源優(yōu)化,改善傳動系扭轉(zhuǎn)固有頻率,避免系統(tǒng)共振帶來的振動及噪聲等問題,消除了行駛抖動,振幅基本達到目標值要求。

        (2)傳遞路徑優(yōu)化,提高隔振率,降低響應峰值;但共振仍存在,振動突增現(xiàn)象可感知,未從根本上解決行駛抖動。

        在導軌振動目標提出更高要求時,兩種方案同步應用,進一步提高產(chǎn)品振動性能。

        3 總結(jié)

        本文對某重型商用車滿載工況下,不同檔位加速行駛至特定車速或轉(zhuǎn)速時,車身存在明顯的振動突增的問題進行研究;

        (1)振動主要通過后橋及傳動軸吊掛支架傳遞至車內(nèi),激勵頻率為30~60Hz之間。

        (2)明確問題是由傳動系扭振引起;優(yōu)化離合器扭轉(zhuǎn)剛度及阻尼,將離合器角速度波動控制在1.5°以內(nèi),降低扭振。

        (3)兩種方案對導軌各向振幅降低明顯;振源衰減方案消除了行駛抖動現(xiàn)象。

        通過該問題的研究,對今后商用車整車振動性能開發(fā)有一定的指導作用;

        (1)響應點振幅及曲線變化趨勢需要同步管控。

        (2)離合器性能開發(fā)需要結(jié)合傳動系扭轉(zhuǎn)固有頻率,避免共振。

        (3)該問題亦可運用仿真手段,橫向?qū)Ρ闰炞C方案,提高優(yōu)化效率,降低成本。

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