鐘秤平，劉 劍，陳清爽，鄧 欣

(1.江鈴汽車股份有限公司， 南昌330001； 2.江西省汽車噪聲與振動重點實驗室，南昌330001）

氣剎制動系統(tǒng)相比液壓制動系統(tǒng)，制動剎車反應(yīng)更迅速，剎車力更大和制動距離更短等優(yōu)勢幾乎涵蓋所有輕卡和重卡等商用車市場。載貨汽車上的氣剎制動系統(tǒng)包括打氣泵、干燥器和儲氣筒等[1]，打氣泵工作產(chǎn)生的振動使得該系統(tǒng)的NVH 性能遠(yuǎn)差于液壓制動系統(tǒng)。如打氣泵泵氣過程中車內(nèi)噪聲變大、座椅振動變大和金屬敲擊聲等NVH 問題，嚴(yán)重影響車內(nèi)駕駛員的乘坐舒適性[2]。隨著商用車市場的競爭越來越激烈，對于為了提高整車產(chǎn)品市場競爭力的商用車主機廠來說，優(yōu)化打氣泵NVH性能是一條高性價比的途徑。

幾乎所有主機廠的氣剎制動系統(tǒng)采用排氣卸荷打氣泵結(jié)構(gòu)。它的工作原理為：發(fā)動機通過三角帶或齒輪驅(qū)動打氣泵曲軸，從而驅(qū)動打氣泵活塞進(jìn)行打氣，打出的氣體通過管線導(dǎo)入儲氣筒；另一方面儲氣筒又通過一根氣管線將筒內(nèi)的氣體導(dǎo)入固定在氣泵上的調(diào)壓閥，從而控制儲氣筒內(nèi)的氣壓。氣剎制動系統(tǒng)利用儲氣筒內(nèi)的氣壓來實現(xiàn)整車剎車制動的作用[3]。也正是由于打氣泵的這種結(jié)構(gòu)和工作原理，給打氣泵工作過程帶來很多NVH問題。

文中針對某輕卡氣剎車型怠速工況下打氣泵在泵氣過程出現(xiàn)的整車抖動問題進(jìn)行實驗診斷，對可能存在的原因進(jìn)行排查分析，得到該車型打氣泵抖動的根本原因，總結(jié)打氣泵抖動的主要排查方法，最后結(jié)合分析結(jié)果對打氣泵參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計，解決該打氣泵引起的整車抖動問題。

1 打氣泵抖動概述

1.1 打氣泵相關(guān)參數(shù)介紹

打氣泵相關(guān)參數(shù)見表1。

表1 打氣泵相關(guān)參數(shù)

1.2 問題描述

某輕卡氣剎車型在怠速工況下打氣泵泵氣過程中主觀駕駛性評價整車出現(xiàn)明顯的低頻抖動，座椅抖動尤其明顯，但發(fā)動機轉(zhuǎn)速上升后抖動會明顯減小。客觀測試座椅導(dǎo)軌振動發(fā)現(xiàn)，座椅導(dǎo)軌振動自功率譜曲線存在一個9.65 Hz的峰值，且該峰值比發(fā)動機怠速點火階次振動大1倍，如下圖1所示。

圖1 座椅導(dǎo)軌Z向振動曲線

打氣泵激勵頻率和發(fā)動機點火頻率計算公式如下

式中：fe代表發(fā)動機點火頻率，ne代表發(fā)動機轉(zhuǎn)速；order代表發(fā)動機階次［4］，四缸機一般為0.5階、1階、2階、4階、6階，低頻以0.5階、1階和2階振動能量較大；fd代表打氣泵1階激勵頻率，δ代表打氣泵與發(fā)動機曲軸的速比。

結(jié)合打氣泵參數(shù)表1、頻率計算式（1）和式（2）分析得出，發(fā)動機0.5 階激勵頻率為6.25 Hz，1 階激勵頻率為12.5 Hz，而2 階點火激勵頻率fe為25 Hz，打氣泵激勵頻率fd為9.65 Hz。打氣泵激勵頻率在座椅上的響應(yīng)比發(fā)動機2階點火激勵頻率在座椅上的響應(yīng)大了將近1倍。

2 實驗分析診斷

2.1 抖動分析流程

根據(jù)結(jié)構(gòu)引起低頻NVH問題分析中常用的“源頭-傳遞路徑-響應(yīng)”分析理論［5］，對可能引起打氣泵抖動的原因制定如下分析流程，運用西門子LMS Test.Lab測試分析系統(tǒng)對其進(jìn)行一一分析。打氣泵抖動原因分析流程如圖2所示。

圖2 打氣泵抖動原因分析流程圖

圖2中源頭分析主要包含打氣泵激勵和發(fā)動機激勵的對比，確定激勵源頭及振動大??；傳遞路徑分析主要包括4個方面：動力總成剛體模態(tài)分析、懸架系統(tǒng)模態(tài)分析、動力總成懸置隔振分析和車身懸置隔振分析；在響應(yīng)分析部分主要分析駕駛室模態(tài)和駕駛室是否存在受迫振動。下文根據(jù)以上思路進(jìn)行逐一分析和排查。

2.2 源頭分析

針對源頭激勵的問題，運用LMS Test.Lab軟件中Signature testing模塊對發(fā)動機和打氣泵本體振動進(jìn)行數(shù)據(jù)采集和分析。圖3為打氣泵測點，圖4為該點的振動加速度曲線。

圖3 打氣泵振動測點

圖4 打氣泵Z向振動曲線

圖4中打氣泵本體振動曲線顯示打氣泵激勵為0.07 g，而發(fā)動機2 階激勵幅值為0.4 g，因此可斷定打氣泵源頭激勵主要為發(fā)動機2 階，其次為其本身貢獻(xiàn)。

結(jié)合圖1的座椅振動曲線可知，打氣泵振動在座椅導(dǎo)軌上的響應(yīng)是發(fā)動機2階激勵在座椅導(dǎo)軌上響應(yīng)的2 倍左右，由此可斷定路徑上可能存在共振或隔振不足等問題。

2.3 傳遞路徑分析

2.3.1 動力總成懸置隔振分析

根據(jù)源頭分析結(jié)果，運用LMS Test.Lab軟件中Signature testing模塊對動力總成懸置系統(tǒng)進(jìn)行隔振測試分析。將振動傳感器布置在3個懸置的主動端與被動端，并對這些測點的振動信號進(jìn)行采集。

圖5至圖7是發(fā)動機左右懸置和變速箱懸置X、Y、Z3個方向的隔振曲線，為方便數(shù)據(jù)分析，將振動值以dB的形式表示，下文隔振曲線中實線表示主動端振動，虛線表示被動端振動。

圖5 發(fā)動機左懸置隔振曲線

圖6 發(fā)動機右懸置隔振曲線

圖7 變速箱懸置隔振曲線

從上述3 點懸置隔振曲線中不難發(fā)現(xiàn)，變速箱懸置在9.65 Hz處Z向隔振僅僅3 dB左右，其他懸置的隔振均能達(dá)到20 dB以上（對應(yīng)振動衰減90%）［6］的要求，但在發(fā)動機2 階的隔振滿足20 dB 的要求。該處有可能存在動力總成剛體模態(tài)共振風(fēng)險。

2.3.2 車身懸置隔振分析

根據(jù)上述分析發(fā)現(xiàn)變速箱懸置不達(dá)標(biāo)，該振動傳遞至車架，通過車架傳遞到車身。該懸置的車架端上方的安裝點恰好與后排車身懸置安裝點相距較近，因此重點分析此處車身懸置的隔振性能。

圖8至圖9的車身懸置Z向隔振曲線顯示9.65 Hz附近的隔振在25%～35%左右，這種隔振性能對卡車車身懸置而言屬于一般設(shè)計水平。結(jié)合動力總成懸置隔振曲線分析，駕駛室受迫振動或駕駛室模態(tài)共振的可能性較大。

圖8 車身后排左側(cè)懸置Z向隔振曲線

2.3.3 模態(tài)測試分析

運用CAE 仿真分析方法，根據(jù)動力總成的質(zhì)量、質(zhì)心、轉(zhuǎn)動慣量以及懸置襯套的剛度參數(shù)，在Hypermesh中建立動力總成剛體仿真模型［7］，約束懸置襯套的被動側(cè)。并利用MSC Nastran軟件計算動力總成剛體模態(tài)頻率。

圖9 車身后排右側(cè)懸置Z向隔振曲線

如圖10所示，動力總成繞Y軸旋轉(zhuǎn)剛體模態(tài)頻率為9.73 Hz，與打氣泵激勵頻率9.65 Hz非常接近。

圖10 動力總成繞Y軸旋轉(zhuǎn)模態(tài)CAE分析結(jié)果

為了進(jìn)一步驗證上述動力總成剛體模態(tài)結(jié)果的準(zhǔn)確性，運用LMS Test.Lab 中Spectral testing 模塊，建立動力總成、車架及懸掛系統(tǒng)和駕駛室的實驗?zāi)Ｐ?，采用多輸入多輸出法?］對其進(jìn)行模態(tài)測試，并運用PolyMax Modal Analysis分析模塊計算整個系統(tǒng)0～30 Hz范圍內(nèi)的模態(tài)振型。圖11和圖12分別是激振器安裝位置及實驗?zāi)Ｐ蛨D。

圖11 激振器安裝位置

圖12 整車實驗?zāi)Ｐ?/p>

測試結(jié)果如圖13和圖14所示，動力總成系統(tǒng)綜合頻響函數(shù)顯示9.6 Hz 附近存在一個明顯峰值，通過模態(tài)分析發(fā)現(xiàn)該振型是動力總成的典型剛體模態(tài)：繞Y軸旋轉(zhuǎn)模態(tài)，振幅最大點在變速箱與后傳動軸連接處附近。仿真結(jié)果與試驗測試結(jié)果僅相差0.13 Hz，且模態(tài)振型一致。

圖13 動力總成綜合頻響函數(shù)曲線

圖14 動力總成繞Y軸旋轉(zhuǎn)模態(tài)振型

其他系統(tǒng)模態(tài)振型描述如表2所示。

表2 整車狀態(tài)各系統(tǒng)模態(tài)頻率分布

根據(jù)本小節(jié)分析結(jié)果可得：打氣泵抖動的根本原因是打氣泵工作時的激勵頻率與動力總成剛體模態(tài)耦合共振，使得振幅最大處的變速箱懸置隔振變差，導(dǎo)致駕駛室的強迫振動。

3 優(yōu)化方案研究

根據(jù)客觀測試與仿真分析可得，動力總成剛體模態(tài)與打氣泵1階激勵頻率耦合是導(dǎo)致怠速抖動的根本原因。采用如下途徑可以進(jìn)行優(yōu)化：

(1)降低變速箱懸置橡膠的剛度，提升其隔振性能；

(2)降低后排車身懸置橡膠的剛度，提升其隔振性能；

(3)改變打氣泵速比，將打氣泵激勵頻率與動力總成剛體模態(tài)分離1 Hz以上。

上述3 條優(yōu)化途徑中，降低變速箱懸置的剛度有可能會將其他的剛體模態(tài)移頻至9.6 Hz，且降剛度影響耐久可靠性，增加開發(fā)周期；而降低車身懸置剛度，隔振性能提升也很有限，治標(biāo)不治本。因此改變打氣泵速比，改變激勵源是最直接最有效的方案。

根據(jù)表2中整車模態(tài)頻率分布表結(jié)果發(fā)現(xiàn)，若將打氣泵激勵頻率設(shè)定10 Hz～12 Hz 范圍內(nèi)，則與該車型中的低頻模態(tài)分離達(dá)到1 Hz 以上。通過皮帶輪選型和式（2）計算，當(dāng)打氣泵速比調(diào)整到0.887時，打氣泵激勵頻率由9.65 Hz 提升至11.08 Hz，打氣泵1 階激勵頻率提升了1.5 Hz 左右，與動力總成繞Y軸旋轉(zhuǎn)剛體模態(tài)頻率分離1 Hz以上。

打氣泵抖動優(yōu)化方案的效果對比如圖15和16所示。

圖15 優(yōu)化后變速箱懸置Z向隔振曲線

圖16 座椅導(dǎo)軌Z向振動曲線優(yōu)化效果對比

打氣泵速比由0.772 改為0.887 后，變速箱懸置Z向隔振性能由3 dB提升到12 dB，且座椅導(dǎo)軌振動由0.02 g降低到0.0031 g，主觀駕駛評價性抖動基本消失，達(dá)到接受水平。

4 結(jié)語

對某氣剎輕卡怠速工況下打氣泵工作時的整車抖動問題，運用“源頭-傳遞路徑-響應(yīng)”分析理論，建立打氣泵抖動原因分析流程，通過實驗對可能存在原因進(jìn)行診斷分析，通過打氣泵源頭振動分析、動力總成懸置隔振分析、車身懸置隔振分析、CAE模態(tài)仿真分析和整車下動力總成、懸掛系統(tǒng)、車架及車身系統(tǒng)模態(tài)實驗分析，最終鎖定了打氣泵抖動的根本原因，并提出了成本低、周期短的可實施性方案，徹底解決了打氣泵工作引起整車抖動的問題，對此類車型旋轉(zhuǎn)機械的NVH 優(yōu)化具有重要的借鑒和參考意義。