黃超華，陳志遠(yuǎn)，田子龍，陳寒霜，馬安康

(廣州汽車集團(tuán)股份有限公司 汽車工程研究院，廣州511434)

近年來(lái)，隨著汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展及消費(fèi)者對(duì)汽車性能要求的提高，汽車的NVH問題日益收到關(guān)注，各大汽車廠商在整車開發(fā)中對(duì)NVH性能改善的投入也越來(lái)越多。其中，對(duì)于MT車型，駕駛員使用換擋桿的頻率較高，換擋桿的振動(dòng)大小直接影響了車輛駕駛品質(zhì)的優(yōu)劣。據(jù)調(diào)查，市場(chǎng)上大部分MT車型在加速過(guò)程中，換擋桿均存在不同程度的“顫抖”現(xiàn)象。因此，研究換擋桿的振動(dòng)機(jī)理，建立換擋桿振動(dòng)的控制方法，對(duì)改善MT車型的NVH 性能表現(xiàn)具有重要意義。

基于MT 車型換擋桿振動(dòng)問題，業(yè)內(nèi)有很多研發(fā)人員對(duì)其進(jìn)行了研究及優(yōu)化，大體分為三類研究方向：一、通過(guò)控制變速器內(nèi)部結(jié)構(gòu)精度，減小由于內(nèi)部間隙干涉而造成的換擋桿振動(dòng)，如同步器與齒輪間隙、換擋撥叉與齒套間隙、撥塊與撥頭間隙等[1–2]；二、分析整個(gè)激勵(lì)源-換擋桿支架的傳遞路徑，對(duì)其隔振薄弱處進(jìn)行隔振，如降低壓緊彈簧剛度、降低橡膠襯套硬度等[3]；三、針對(duì)振動(dòng)傳遞路徑中相對(duì)薄弱的部件，如換擋桿支架、換擋搖臂支架等，對(duì)其進(jìn)行加強(qiáng)優(yōu)化[4–5]。本文針對(duì)該問題，嘗試從變速器換擋機(jī)構(gòu)本體及傳遞路徑兩方面展開研究。

本文針對(duì)某MT車型的三、四擋加速過(guò)程中，在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速1 800 r/min、2 400 r/min附近出現(xiàn)的換擋桿振動(dòng)問題，從振動(dòng)特征和振動(dòng)幅值大小兩方面入手，對(duì)其產(chǎn)生機(jī)理進(jìn)行分析。結(jié)合主觀評(píng)價(jià)和客觀測(cè)試，對(duì)換擋桿振動(dòng)進(jìn)行綜合評(píng)估。在激勵(lì)源和傳遞路徑優(yōu)化兩方面提出了換擋桿振動(dòng)的控制方法和標(biāo)準(zhǔn)，通過(guò)對(duì)變速器換擋機(jī)構(gòu)優(yōu)化、換擋拉鎖隔振優(yōu)化，提升MT 車型的換擋桿振動(dòng)水平，并通過(guò)主、客觀評(píng)價(jià)對(duì)減振方案有效性進(jìn)行驗(yàn)證。

1 換擋操縱系統(tǒng)概述

本文分析研究的MT 車型，其換擋操縱系統(tǒng)如圖1所示，主要包含變速器、換擋機(jī)構(gòu)、換擋配重、換擋搖臂、換擋拉索、換擋桿底座、換擋桿等部件。與通常意義上的前置前驅(qū)MT車型布置相同。

圖1 換擋操縱系統(tǒng)示意圖

2 測(cè)試設(shè)備及方法

整車換擋桿振動(dòng)測(cè)試所用儀器包括LMSSCM205 型數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)前端、B&K4524B 型三向加速度計(jì)、便攜式計(jì)算機(jī)等。振動(dòng)傳感器布置在變速器換擋機(jī)構(gòu)的換擋配重、選擋搖臂、換擋搖臂，如圖2所示；車內(nèi)換擋桿如圖3所示。同時(shí)通過(guò)CAN 總線采集發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速、發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩?cái)?shù)據(jù)作為參考。

圖2 換擋配重、換擋搖臂、選檔搖臂測(cè)點(diǎn)

圖3 換擋桿測(cè)點(diǎn)

3 換擋桿振動(dòng)機(jī)理分析

為分析加速換擋桿振動(dòng)的產(chǎn)生機(jī)理，對(duì)三擋模式進(jìn)行加速測(cè)試（三擋工況下，該問題較明顯），轉(zhuǎn)速范圍為1 000 r/min～4 000 r/min，主要關(guān)注點(diǎn)為變速器換擋機(jī)構(gòu)，換擋搖臂、選檔搖臂、換擋桿的三向振動(dòng)幅值。根據(jù)客觀測(cè)試及主觀評(píng)價(jià)結(jié)果，顯示在轉(zhuǎn)速1 800 r/min左右、2 400 r/min左右，換擋桿出現(xiàn)明顯振動(dòng)。同時(shí)客觀數(shù)據(jù)顯示在換擋機(jī)構(gòu)的換擋配重、換擋搖臂以及換擋桿在同樣轉(zhuǎn)速區(qū)間出現(xiàn)相應(yīng)振動(dòng)峰值，如圖4所示。

圖4 換擋機(jī)構(gòu)、換擋搖臂、換擋桿振動(dòng)測(cè)試結(jié)果

根據(jù)圖4所示的測(cè)試結(jié)果，懷疑在變速器換擋機(jī)構(gòu)處，或者車內(nèi)換擋桿處存在相應(yīng)的局部模態(tài)，在轉(zhuǎn)速經(jīng)過(guò)該模態(tài)區(qū)間時(shí)，振動(dòng)被激勵(lì)起來(lái)。同時(shí)振動(dòng)通過(guò)換擋機(jī)構(gòu)的換擋配重傳遞至換擋搖臂，再通過(guò)換擋拉鎖將振動(dòng)傳遞至換擋桿；或者振動(dòng)反向從換擋桿通過(guò)換擋拉鎖傳遞至換擋機(jī)構(gòu)。

為了確認(rèn)在變速器換擋機(jī)構(gòu)、車內(nèi)換擋桿兩處是否存在相應(yīng)的局部模態(tài)，對(duì)變速器換擋機(jī)構(gòu)（包含原換擋機(jī)構(gòu)、換擋搖臂、換擋配重等）、換擋桿（包括換擋手柄、換擋桿、換擋桿底座等）進(jìn)行CAE建模分析，運(yùn)用HyperMesh 進(jìn)行前后處理，再用Nastran 進(jìn)行分析計(jì)算，得到變速器換擋機(jī)構(gòu)、車內(nèi)換擋桿操縱機(jī)構(gòu)的模態(tài)計(jì)算結(jié)果，如表1中所示。

從表1結(jié)果可以得出，換擋桿操縱機(jī)構(gòu)模態(tài)較低，與問題相關(guān)性不大。但是變速器換擋機(jī)構(gòu)存在Y方向120 Hz、X/Z方向160 Hz 彈性體模態(tài)，與發(fā)動(dòng)機(jī)4 階在1 800 r/min、2 400 r/min 左右的頻率相對(duì)應(yīng)，其分析結(jié)果如圖5（Y向）、圖6（X/Z向）所示。

圖5 換擋機(jī)構(gòu)Y向彈性體模態(tài)

圖6 換擋機(jī)構(gòu)X/Z向彈性體模態(tài)

表1 換擋機(jī)構(gòu)、換擋桿操縱機(jī)構(gòu)模態(tài)計(jì)算結(jié)果

綜合以上客觀測(cè)試及CAE分析結(jié)果，推斷換擋桿振動(dòng)產(chǎn)生機(jī)理，如圖7所示，主要包括激勵(lì)源和傳遞路徑。激勵(lì)源方面需要對(duì)變速器換擋機(jī)構(gòu)彈性體模態(tài)進(jìn)行優(yōu)化，至于傳遞路徑，則需要進(jìn)行換擋拉鎖隔振優(yōu)化。

圖7 換擋桿振動(dòng)產(chǎn)生機(jī)理

4 方案優(yōu)化設(shè)計(jì)

4.1 整體優(yōu)化思路

換擋桿振動(dòng)控制方法，主要包括變速器換擋機(jī)構(gòu)彈性體模態(tài)控制和換擋拉鎖隔振控制，其整體控制流程如圖8所示。

圖8 換擋桿振動(dòng)控制流程

換擋桿處的振動(dòng)總值是直觀反映換擋桿振動(dòng)水平的指標(biāo)，也是換擋桿振動(dòng)需要控制的最終指標(biāo)。振動(dòng)總值（Root of squares sum，RSS）的物理意義為某一測(cè)點(diǎn)3個(gè)方向振動(dòng)能量的總和，其計(jì)算公式為

式（1）中：R為振動(dòng)總值；Sx、Sy、Sz分別為X、Y、Z向的振動(dòng)有效值。

4.2 激勵(lì)源控制

針對(duì)變速器換擋機(jī)構(gòu)120 Hz、160 Hz 彈性體模態(tài)問題，根據(jù)CAE 變形能結(jié)果，主要針對(duì)變速器換擋機(jī)構(gòu)芯軸、換擋配重進(jìn)行優(yōu)化。優(yōu)化方案及其模態(tài)計(jì)算結(jié)果，如表2所示。

表2 優(yōu)化方案及模態(tài)結(jié)果

同時(shí)，對(duì)各方案的換擋撥叉→換擋配重的振動(dòng)傳遞函數(shù)（VTF）進(jìn)行分析，其結(jié)果如圖9（a）至圖9（c）所示。由方案1、方案2分析結(jié)果可知，換擋機(jī)構(gòu)芯軸軸徑改變對(duì)120 Hz、160 Hz模態(tài)有影響，軸徑越粗，模態(tài)越高，而對(duì)VTF幅值基本無(wú)影響；由方案3、方案4分析結(jié)果可知，減小換擋配重質(zhì)量，模態(tài)提升明顯，能有效避開問題頻率，但VTF 幅值也隨之上升。但方案3 量產(chǎn)可行性最大，同時(shí)對(duì)換擋吸入感影響最小，擬做為主要優(yōu)化方案實(shí)施。

圖9 換擋撥叉→換擋配重振動(dòng)傳遞函數(shù)分析結(jié)果

4.3 換擋拉索優(yōu)化

換擋桿振動(dòng)主要由換擋機(jī)構(gòu)通過(guò)換擋拉鎖，傳遞至車內(nèi)換擋桿。其中換擋拉鎖的隔振能力主要受拉鎖曲率半徑大小（如圖10 所示）以及換擋拉鎖鎖芯與拉鎖套管的間隙大小、拉鎖球頭橡膠特性等因素影響。

圖10 換擋拉索曲率半徑

因此，換擋拉鎖隔振優(yōu)化主要通過(guò)以下3 方面實(shí)施：一、在滿足曲率半徑布置要求的前提下，把換擋拉鎖曲率半徑做到最小，增大換擋拉鎖鎖芯與拉鎖套管的摩擦力，減弱振動(dòng)傳遞。二、換擋拉索球頭增開月牙槽，如圖11 所示，以降低換擋機(jī)構(gòu)傳遞至換擋桿的振動(dòng)量值。三、換擋拉索增加阻尼，通過(guò)在換擋拉鎖鎖芯與拉鎖套管間加注不可揮發(fā)的油脂實(shí)現(xiàn)。

圖11 換擋拉索球頭開月牙槽

5 方案驗(yàn)證

5.1 客觀測(cè)試

為驗(yàn)證上述優(yōu)化方案的有效性，對(duì)優(yōu)化設(shè)計(jì)后的車輛進(jìn)行客觀測(cè)試。優(yōu)化前、后車內(nèi)換擋桿振動(dòng)結(jié)果對(duì)比如圖12 所示。優(yōu)化后車內(nèi)換擋桿對(duì)應(yīng)的1 800 r/min、2 400 r/min的振動(dòng)幅值從6 m/s2、4 m/s2均降低至1 m/s2左右，換擋桿振動(dòng)水平降低了70%～80%，優(yōu)化方案效果顯著。

圖12 換擋桿振動(dòng)優(yōu)化前后測(cè)試結(jié)果對(duì)比

5.2 主觀評(píng)價(jià)

為了驗(yàn)證主觀感受的提升效果，組織主觀評(píng)價(jià)工作。主觀評(píng)價(jià)小組人員由行業(yè)內(nèi)技術(shù)專家和NVH專業(yè)工程師構(gòu)成，共計(jì)7人，去除最低分和最高分后，對(duì)中間5 組評(píng)分進(jìn)行統(tǒng)計(jì)，優(yōu)化前、后車輛主觀評(píng)價(jià)得分結(jié)果如表3所示，優(yōu)化后主觀評(píng)價(jià)得分提升至7.3分，相比原狀態(tài)5.3分，提升2分。

表3 改善效果主觀評(píng)價(jià)表

6 結(jié)語(yǔ)

本文通過(guò)對(duì)MT車型換擋桿振動(dòng)問題進(jìn)行客觀測(cè)試鎖定問題點(diǎn)，然后通過(guò)研究明確了換擋桿振動(dòng)的產(chǎn)生機(jī)理，從激勵(lì)源控制和傳遞路徑控制兩方面提出了MT車型換擋桿振動(dòng)的控制流程。經(jīng)過(guò)優(yōu)化設(shè)計(jì)驗(yàn)證，車內(nèi)換擋桿處振動(dòng)幅值降低了70 %～80%，主觀評(píng)價(jià)得分提升了2分，換擋桿振動(dòng)水平得到顯著改善，確認(rèn)了優(yōu)化方案的有效性，對(duì)其他相關(guān)性問題具有重要實(shí)際參考意義。