張嘉睿 李浩亮 于友明 楊劍

東風(fēng)汽車股份有限公司商品研發(fā)院 湖北武漢 430057

1 前言

汽車打氣泵的功用主要是為汽車氣制動系統(tǒng)提供足夠的氣路壓力，以保證汽車氣制動系統(tǒng)的安全可靠。

汽車打氣泵的工作原理是，發(fā)動機通過兩根三角帶或齒輪驅(qū)動氣泵曲軸，從而驅(qū)動活塞進行打氣，打出的氣體通過管線導(dǎo)入儲氣筒。汽車氣泵的儲氣筒又通過一根氣管線將儲氣筒內(nèi)的氣體導(dǎo)入固定在氣泵上的調(diào)壓閥內(nèi)，從而控制儲氣筒內(nèi)的氣壓。當儲氣筒內(nèi)的氣壓未達到調(diào)壓閥調(diào)定的壓力時，從儲氣筒內(nèi)進入調(diào)壓閥的氣體不能頂開調(diào)壓閥閥門；當儲氣筒內(nèi)的氣壓達到調(diào)壓閥調(diào)定壓力時，從儲氣筒內(nèi)進入調(diào)壓閥的氣體頂開調(diào)壓閥閥門，進入氣泵內(nèi)與調(diào)壓閥相通的氣道，并通過氣道控制氣泵的進氣口常開，從而使氣泵空負荷運轉(zhuǎn)，達到減少動力損耗，保護汽車打氣泵的目的。當儲氣筒內(nèi)的氣壓因損耗而低于調(diào)壓閥調(diào)定的壓力時，調(diào)壓閥內(nèi)的閥門由回位彈簧將其回位，斷開氣泵的控制氣路，氣泵又重新開始打氣[1]。

汽車打氣泵主要分為電機、搖桿、汽缸上蓋、儲氣筒、壓力開關(guān)五部分。

傳遞路徑分析（TPA）技術(shù)是基于頻響函數(shù)（FRF）的一種故障診斷方法。此方法的模型中一般是把整個系統(tǒng)劃分成幾個較為獨立的子結(jié)構(gòu)，每個子結(jié)構(gòu)都以頻響函數(shù)來表征其結(jié)構(gòu)特性，各子結(jié)構(gòu)都以頻響函數(shù)來表征其結(jié)構(gòu)特性，各子結(jié)構(gòu)之間通過各種彈性元件相連接來傳遞信息。

2 打氣泵振動現(xiàn)狀分析

2.1 現(xiàn)狀綜述及測點選擇

某輕型電動商用車采用二缸往復(fù)式活塞打氣泵，該車原地打氣泵打氣時，空載狀態(tài)較差不可接受，滿載狀態(tài)可接受。

測量該車打氣泵及支架、車身懸置主被動側(cè)、主駕滑軌、貨廂底部、方向盤的振動，其振動狀態(tài)劣于同系列另一輛安裝了四缸打氣泵的車。而四缸打氣泵自身動平衡更優(yōu)異，且打氣效率更高。

2.2 頻率分析

針對采用了二缸往復(fù)式活塞打氣泵的該車進行頻率分析，如圖1所示。

圖1 二缸打氣泵空載打氣時各點Z向振動頻譜圖

各點振動最主要頻率是42 Hz；打氣泵、支架上有21 Hz振動，但其他點21 Hz很??；推測打氣泵一缸工作頻率是21 Hz，二缸是42 Hz，且兩個缸不平衡。

如圖2所示，主駕滑軌振動最主要頻率是42 Hz；主駕滑軌振動主要的方向是X向；滿載后振動由0.31 m/s2降為0.17 m/s2。

圖2 二缸打氣泵空載滿載打氣時主駕滑軌振動頻譜圖

針對采用了四缸打氣泵的同類型另一輛車進行頻率分析，如圖3所示。

可得：各點振動主要頻率是25 Hz、100 Hz，打氣泵一階工作頻率是25 Hz，打氣泵轉(zhuǎn)速1 500 r/min，打氣泵一階、四階振動不平衡，打氣泵軟墊隔振效果較好。

2.3 傳遞路徑分析

由表1中各測點0～200Hz的RMS值，得出結(jié)論：

表1 各測點0～200Hz的RMS值（0～200 Hz，m/s2）

a.空載時，二缸打氣泵車輛主駕滑軌、方向盤振動較大。

b.滿載時，二缸打氣泵車輛主駕滑軌、方向盤振動明顯減小，達到可接受范圍。

c.打氣泵振動較大，打氣泵軟墊隔振效果一般，車身懸置隔振尚可。

d.四缸打氣泵車輛打氣時主駕滑軌、方向盤振動都較小，打氣泵軟墊隔振效果良好。

由表2中打氣泵軟墊隔振率數(shù)據(jù)可知，按照要求XY向隔振率>50%，Z向>70%，該車打氣泵軟墊隔振率偏低。V型布置的四缸打氣泵，其打氣泵泵側(cè)、支架側(cè)振動都較小。

表2 打氣泵軟墊隔振率（0～200Hz，m/s2）

2.4 固有頻率分析

如圖4～圖5所示，打氣泵支架一階固有頻率30 Hz，打氣泵支架在2 1Hz、42 Hz沒有固有頻率，排除系統(tǒng)共振。打氣泵Z向安裝頻率為14 Hz，打氣泵在21 Hz、42 Hz沒有安裝頻率，沒有剛體共振。

圖4 敲擊打氣泵支架打氣泵支架響應(yīng)FRF

圖5 敲擊打氣泵打氣泵支架響應(yīng)FRF

綜上，打氣泵支架、打氣泵剛體均沒有共振，但支架固有頻率偏低。

2.5 分析總結(jié)

空載時，打氣泵振動偏大主要有三個原因：打氣泵自身振動大；軟墊隔振效果差；打氣泵支架剛性不足。[2]

3 打氣泵振動解決方案

3.1 解決方案

經(jīng)上文分析，解決該問題可通過如下5個方案，其中方案b是最經(jīng)濟有效的：

a.打氣泵廠家優(yōu)化、降低振動，但整改周期長、成本高。

b.優(yōu)化橡膠軟墊、降低剛度，整改周期短、成本低、見效快。

c.提高打氣泵工作轉(zhuǎn)速，但增加了工作負荷，可作為備選方案。

d.提高支架剛度、模態(tài)，改進支架結(jié)構(gòu)提高剛度。

e.改用四缸打氣泵，但成本太高。

3.2 打氣泵布置和振動頻率分析

該車為二缸往復(fù)式活塞打氣泵，一階和二階慣性力都不平衡。懸置水平布置，則主振動是上下方向（Z向）。

打氣泵與支架側(cè)振動相差不大，原懸置沒有起到有效衰減振動的作用。

打氣泵一缸工作頻率是21 Hz，轉(zhuǎn)速約1 260 r/min。懸置要起到有效隔振作用，模態(tài)頻率應(yīng)在10 Hz以下。

3.3 懸置系統(tǒng)設(shè)計輸入?yún)?shù)

使用CAD模型估打氣泵總成慣性參數(shù)，相關(guān)參數(shù)如表3 。

表3 打氣泵質(zhì)量特性（按輸入轉(zhuǎn)換至整車坐標系）

3.4 懸置系統(tǒng)載荷計算

表4表5分別為整車-質(zhì)心坐標系下的懸置點坐標。

表4 整車-質(zhì)心坐標系下的懸置點坐標

表5 載荷分配計算

3.5 懸置系統(tǒng)設(shè)計優(yōu)化計算

在原有安裝基礎(chǔ)上繼續(xù)保持安裝角度0°，取動靜比μ=1.3，得到表7的剛度參數(shù)。

表7 剛度優(yōu)化計算

對表7的懸置進行懸置解耦計算，計算結(jié)果如表8所示，Tz方向解耦率較好，垂向模態(tài)的頻率均低于10 Hz，能有效衰減振動。

表8 解耦優(yōu)化計算

4 改善驗證

按照該懸置軟 墊剛度進行換裝之后進行測試，得出如表9所示。

表9 打氣泵隔振對比（（0～200 Hz，m/s2）

同時主駕滑軌怠速振動由0.31 m/s2降為0.09 m/s2，方向盤怠速振動從1.40 m/s2降為0.36 m/s2，整體改善明顯，達到預(yù)期要求。