某輕型商用車怠速低頻振動的改善措施

王曉宏 陳文博 楊劍

關(guān)鍵詞：低頻振動動平衡階次改善措施

1前言

在當(dāng)前競爭激烈的汽車市場上，同檔次車型在常規(guī)性能方面的綜合“性價比”越來越接近較高水平，因此提高車輛的駕乘舒適性成為新的競爭焦點，其中NVH占據(jù)主要地位。NVH不僅是影響車輛舒適性的重要因素，也是評價車輛質(zhì)量品質(zhì)的重要指標(biāo)之一。涉及車輛的振動噪聲問題已經(jīng)成為汽車技術(shù)領(lǐng)域的一個研究熱點。

對于早期的車型，多數(shù)情況下來源于發(fā)動機(jī)的噪聲在車輛整體NVH品質(zhì)中占據(jù)主導(dǎo)地位，NVH控制的對象也較為明確和單一。近年來，隨著發(fā)動機(jī)技術(shù)的突飛猛進(jìn)，發(fā)動機(jī)的振動、噪聲水平有較大幅度的降低，相應(yīng)的車內(nèi)外噪聲也大幅度降低，但由此導(dǎo)致車輛NVH控制問題的復(fù)雜程度劇增。

12.5Hz低頻振動在人體比較敏感的振動頻率區(qū)間內(nèi)，根據(jù)GB/T 13442-92《人體全身振動暴露的舒適性降低界限和評價準(zhǔn)則》規(guī)定，人體在12.5Hz振動環(huán)境中能保持24h舒適性的振動幅值應(yīng)該小于0.063m/S2，而在此頻率下達(dá)到使人完全感受不到的振動幅值應(yīng)該有更嚴(yán)苛的要求。

2問題現(xiàn)象描述和振動響應(yīng)測試

某款輕型貨車主觀評價怠速工況低頻振動較大，主要表現(xiàn)在大腿晃動幅度大，使人感受極不舒服，主觀評價不可接受。

針對以上現(xiàn)象，在車輛定置狀態(tài)測試怠速工況下主駕地板振動數(shù)據(jù)，如圖1所示。

從圖1可以看到，怠速工況下主駕地板振動水平在12.5Hz達(dá)到0.13m/S2（主要是Y向）.在25Hz達(dá)到0.095m/s2，而對主駕地板怠速振動12.5Hz目標(biāo)值為0.05m/s2， 25Hz目標(biāo)值為0.1m/S2，顯然地板怠速一階Y向振動沒有達(dá)到目標(biāo)，所以以下主要研究Y向振動。

3問題分析

發(fā)動機(jī)一階振動問題源頭是發(fā)動機(jī)曲軸旋轉(zhuǎn)振動激勵過大。導(dǎo)致曲軸旋轉(zhuǎn)振動過大的原因可能有曲軸本身不平衡過大，飛輪不平衡過大，離合器不平衡過大，扭轉(zhuǎn)減震器不平衡過大等，傳遞路徑方面可能有動力總成剛體模態(tài)共振、駕駛室剛體模態(tài)共振、車架模態(tài)共振等，分析如圖2所示。

結(jié)合考慮各方面因素，逐步對以上可能導(dǎo)致低頻振動的原因進(jìn)行排查。

3.1動力總成懸置解耦分析和隔振性能試驗

動力總成通過懸置與車身相連，動力總成的振動能否傳遞到車身進(jìn)而傳遞到乘坐窒壁板主要取決于懸置的隔振性能。評價一個由懸置和發(fā)動機(jī)組成的三維系統(tǒng)時，可通過考察懸置的隔振率、發(fā)動機(jī)剛體模態(tài)解耦程度等指標(biāo)。此車型動力總成通過三個橡膠懸置與車身相連（發(fā)動機(jī)兩個，變速箱一個），如圖3所示。

查詢動力總成懸置計算結(jié)果發(fā)現(xiàn)，動力總成剛體模態(tài)頻率分別為7.9Hz、9.1Hz、9.3Hz、10.6Hz、13.1Hz、17.0Hz，已經(jīng)避開怠速一階激勵頻率12.5 Hz（表1），所以初步排除動力總成懸置共振對車內(nèi)怠速一階振動問題的影響。

為了進(jìn)一步確定此怠速一階振動是否由于動力總成懸置共振導(dǎo)致，對主駕地板做掃頻振動試驗，具體操作是分別控制發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速從650r/min到950r/min、轉(zhuǎn)速間隔50r/min分別采集各個轉(zhuǎn)速下地板振動數(shù)據(jù)，只對Y向振動數(shù)據(jù)進(jìn)行分析，如圖4所示。

從圖4數(shù)據(jù)分析可以看出，在各個轉(zhuǎn)速下地板Y向振動數(shù)據(jù)變化不大，且并沒有表現(xiàn)出像是在12.5Hz下發(fā)生共振的特征（12.5Hz附近振動很明顯比其他頻率下的振動大）。所以通過發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速掃頻試驗進(jìn)一步證明，此怠速一階振動問題不是由動力總成懸置共振導(dǎo)致。

3.2曲軸、飛輪、離合器動平衡試驗

怠速一階振動的源頭是由曲軸旋轉(zhuǎn)振動產(chǎn)生，而動不平衡量過大是導(dǎo)致曲軸旋轉(zhuǎn)振動變大的重要原因，其中包括曲軸自身動不平衡、飛輪動不平衡、離合器動不平衡等。

把離合器從動盤和壓盤進(jìn)行動平衡檢測：離合器壓盤設(shè)計不平衡量是小于500g'mm檢測結(jié)果為220g'mm，檢測合格;離合器從動盤設(shè)計不平衡量是小于450g'mm，檢測結(jié)果為320g'mm，檢測合格。同樣把曲軸和飛輪進(jìn)行動平衡檢測，曲軸設(shè)計不平衡量是小于20g'mm，檢測結(jié)果為15g'mm，檢測合格;飛輪設(shè)計不平衡量是小于25g'mm檢測為12g'mm，檢測合格。如圖5、圖6所示。

3.3發(fā)動機(jī)曲軸扭轉(zhuǎn)減震器

曲軸是一種扭轉(zhuǎn)彈性系統(tǒng)，本身具有一定的自振頻率。在發(fā)動機(jī)工作過程中，經(jīng)連桿傳給曲柄銷作用力的大小和方向都是呈周期性變化，這種周期性變化的激力作用在曲軸上，引起曲拐回轉(zhuǎn)的瞬時角速度也呈周期性變化。由于固裝在曲軸上的飛輪轉(zhuǎn)動慣量大，其瞬時角速度基本上可看作是均勻的。如此，曲拐便會忽而比飛輪轉(zhuǎn)得快，忽而又比飛輪轉(zhuǎn)得慢，形成相對于飛輪的扭轉(zhuǎn)擺動，也就是曲軸的扭轉(zhuǎn)振動，當(dāng)激振力頻率與曲軸自振頻率成整數(shù)倍時，曲軸扭轉(zhuǎn)振動便因共振而加劇。這將使發(fā)動機(jī)功率受到損失，正時齒輪或鏈條磨損增加，嚴(yán)重時甚至將曲軸扭斷。

為了消減曲軸的扭轉(zhuǎn)振動，有的發(fā)動機(jī)在曲軸前端裝有減振裝置，稱為曲軸減震器（圖7），使曲軸扭轉(zhuǎn)振動能量逐漸消耗于減振器內(nèi)的摩擦，從而使振幅逐漸減小。

常見的橡膠摩擦式單級扭振減振器由減振器殼體1、硫化橡膠層2和減振器慣性質(zhì)量3等組成，轉(zhuǎn)動慣量較大的慣性質(zhì)量3用一層橡膠墊和由薄鋼片沖壓制成的殼體1相連。殼體1和慣性質(zhì)量3都同硫化橡膠層2硫化粘接，殼體1的轂部用螺栓固裝于曲軸前端的風(fēng)扇帶輪上。

當(dāng)曲軸發(fā)生扭轉(zhuǎn)振動時，曲軸前端的角振幅最大，而且通過帶輪輪轂帶動殼體1-起振動。慣性質(zhì)量3則因轉(zhuǎn)動慣量較大而實際上相當(dāng)于一個小型的飛輪，其轉(zhuǎn)動瞬時角速度也比殼體1均勻得多。如此，慣性質(zhì)量3就同殼體1有了相對角振動，而使硫化橡膠層2產(chǎn)生正反方向交替變化的扭轉(zhuǎn)變形。由于橡膠墊變形而產(chǎn)生的橡膠內(nèi)部的分子摩擦，消耗了扭轉(zhuǎn)振動能量，整個曲軸的扭轉(zhuǎn)振幅將減小，把曲軸共振轉(zhuǎn)速移向更高的轉(zhuǎn)速區(qū)域內(nèi)，從而避免在常用的轉(zhuǎn)速內(nèi)出現(xiàn)共振。

通過拆解發(fā)動機(jī)曲軸扭轉(zhuǎn)減震器，發(fā)現(xiàn)此車扭轉(zhuǎn)減震器的硫化橡膠層已經(jīng)有部分脫落，并發(fā)生嚴(yán)重變形，這將使扭轉(zhuǎn)減震器的動不平衡量增大，以及對曲軸扭轉(zhuǎn)振動衰減減弱，導(dǎo)致曲軸的旋轉(zhuǎn)振動傳遞出來，并直接傳到駕駛室地板，成為此車所表現(xiàn)出來的發(fā)動機(jī)一階振動大的問題。為了驗證以上猜想，更換發(fā)動機(jī)曲軸扭轉(zhuǎn)減震器，測試駕駛室地板振動響應(yīng)。

4改進(jìn)驗證

對以上動力總成更換全新扭轉(zhuǎn)減震器，并重新測試主駕地板怠速振動數(shù)據(jù)，見圖8，可以看到地板y向怠速一階振動已經(jīng)大幅度降低，由原來的0.15m/S2降低到現(xiàn)在的0.01m/S2，已經(jīng)達(dá)到前期目標(biāo)設(shè)定值，且明顯優(yōu)于競品。

5結(jié)語

a.此車怠速一階振動主要表現(xiàn)在12.5Hz的低頻振動，經(jīng)過排查主要原因是由于發(fā)動機(jī)曲軸扭轉(zhuǎn)減震器損壞導(dǎo)致曲軸旋轉(zhuǎn)振動過大。

b.扭轉(zhuǎn)減震器有很多功能，比如：消減曲軸扭轉(zhuǎn)振動，提高曲軸的疲勞壽命，減少應(yīng)力水平;傳遞扭矩，衰減扭矩波動;減少整車的振動、噪聲。

c.發(fā)動機(jī)曲軸、飛輪、離合器的動平衡問題同樣也會對整車振動噪聲產(chǎn)生非常大的影響，需要對其進(jìn)行嚴(yán)格控制。