某客車NVH故障的分析與處理

張波 趙程程

摘 要：本文針對市場上對于整車車身振動過大、噪音等問題進行分析處理，對于整車懸置用不同軟墊的剛度對于整車振動的影響進行了理論計算及測試，最終通過合理的軟件選擇，解決了市場上整車問題的反饋，提升了整車的品質。

關鍵詞：振動;噪音;懸置;軟墊;六自由度;解耦

0 前言

隨著整車舒適性要求的不斷提升，用戶對于整車的噪音、振動、選換擋性能都提出了新的要求，本文通過對于出口越南市場的整車振動、噪音問題的分析處理，通過不同懸置軟墊的選用對于整車振動及噪音的影響，進行了理論分析及整車驗證，解決了市場上反饋的問題，提升了整車舒適性。

1 故障現(xiàn)象

1.1 故障現(xiàn)象

國內某客車整車廠出口越南11 m客車出現(xiàn)車身震動過大，噪音等嚴重的問題。

1.2 問題車輛懸置系統(tǒng)隔震率測試

測試結果如表1所示。

從表1可以看出，原本選用的軟墊隔振率未達到理想值（80%以上）。自由端左側和飛輪端右側懸置隔振率均較低;而緩速器軟墊隔振率為負值，即經(jīng)過軟墊隔振后振動反而加劇。因此需要針對懸置系統(tǒng)進行相應的理論分析和優(yōu)化設計。

2 懸置軟墊剛度解耦計算

2.1 懸置安裝

發(fā)動機懸置安裝位置如圖1所示，整體動力總成與車身X軸有4.5°傾角，懸置安裝點坐標如表2。

2.2 計算方法

利用Adams Vibration 模塊進行懸置軟墊解耦計算，分析動力總成系統(tǒng)前六階振動能量在X/Y/Z方向上以及繞X/Y/Z旋轉方向上的分布。如果六階模態(tài)中，每階振動能量均集中分布在一個方向上，則此方向的解耦率較高，可以避免不同方向的振動耦合而產(chǎn)生的振動加劇現(xiàn)象。

2.3 計算參數(shù)

2.4 計算結果

根據(jù)以上參數(shù)在Adams中計算系統(tǒng)前六階振動能量在六個方向上的百分比。數(shù)據(jù)如表6所示，從計算結果可以看出，對振動影響較大的Z方向（垂直方向）解耦率僅45.97%，遠遠沒有達到理想值（85%以上）。RXX方向（繞發(fā)動機曲軸旋轉方向）解耦率較好。

2.5 分析結果

經(jīng)分析，之所以會產(chǎn)生這種現(xiàn)象，是由于使用的前懸軟墊過硬，后懸軟墊過軟而導致的。前懸安裝于客車尾部，離主慣性軸的距離較遠，承受扭轉振幅較大，為保持一定的扭轉自振頻率和扭轉剛度，宜采用較小剛度的軟墊。后懸離動力總成重心較近，承受發(fā)動機和變速箱的大部分重量，同時，由于后懸處于發(fā)動機動力輸出端，受傳動系統(tǒng)不平衡力的嚴重干擾和外端軸向力的沖擊，需要有較好的定位功能，因此，后懸軟墊宜采用較大剛度的軟墊。而此車型采用的懸置軟墊剛度則是后懸軟，前懸硬，不符合懸置軟墊的選用原則。

3 改進方案

3.1 發(fā)動機懸置軟墊改進

建議調整發(fā)動機懸置軟墊，增加后懸軟墊剛度，減小前懸軟墊剛度。經(jīng)計算采用發(fā)動機原裝的懸置軟墊，可以提高主要振動反向的解耦率，從而提高隔振率。但是由于此軟墊安裝尺寸與此次越南車型支架尺寸有一定偏差，無法直接替換。故尋找合適的替代件來做改進試驗。發(fā)動機原裝懸置軟墊參數(shù)如表7。

依據(jù)原裝軟墊剛度值重新計算懸置系統(tǒng)解耦率，得到結果如下表8，從表8中可以看出，Z向解耦率有較大改善，利于減小整車振動。

3.2 緩速器軟墊改進

整車廠現(xiàn)在采用的緩速器軟墊僅有一款，其硬度值為邵氏65度，高于發(fā)動機懸置軟墊常見硬度值（邵氏40～55度）。已建議廠家將緩速器軟墊硬度調整為邵氏40度用于改進試驗。

4 方案驗證

4.1 發(fā)動機軟墊剛度

經(jīng)與其他供應商溝通，重新提供發(fā)動機軟墊，軟墊剛度如表9。

4.2 解耦率計算

針對表9數(shù)據(jù)重新計算發(fā)動機懸置系統(tǒng)解耦率，得到表10結果。

4.3 計算結果

對比表10和表6的數(shù)據(jù)，可以發(fā)現(xiàn)，懸置系統(tǒng)在振動的主要方向Z向上的解耦率有較大提高（45.97%→71.25%），且RXX方向的解耦率仍保持在90%以上，其他方向也有略微提高。理論計算結果表明，新軟墊樣件可提高懸置系統(tǒng)的隔振率。

5 試驗驗證

5.1 試驗測試結果

出口車的懸置軟墊更換新樣件，重新進行振動測試。測試數(shù)據(jù)如表11。從表中可以看出，各安裝點的隔振率均有較大提高。緩速器的硬度調低后，也不再出現(xiàn)振動被放大的現(xiàn)象，綜合隔振率也達到70%以上。人體實際感覺舒適。改進結果得到用戶的認可。

參考文獻：

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