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)動機技術(shù)的突飛猛進，發(fā)動機的振動、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，而在此頻率下達到使人完全感受不到的振動幅值應(yīng)該有更嚴苛的要求。

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達到0.13m/S2（主要是Y向）.在25Hz達到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)動機一階振動問題源頭是發(fā)動機曲軸旋轉(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)動機組成的三維系統(tǒng)時，可通過考察懸置的隔振率、發(fā)動機剛體模態(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)動機轉(zhuǎn)速掃頻試驗進一步證明，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)動機功率受到損失，正時齒輪或鏈條磨損增加，嚴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)動機一階振動大的問題。為了驗證以上猜想，更換發(fā)動機曲軸扭轉(zhuǎn)減震器，測試駕駛室地板振動響應(yīng)。

4改進驗證

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，需要對其進行嚴格控制。