某氣剎車型打氣泵抖動分析與優化研究

鐘秤平，劉 劍，陳清爽，鄧 欣

(1.江鈴汽車股份有限公司， 南昌330001； 2.江西省汽車噪聲與振動重點實驗室，南昌330001）

氣剎制動系統相比液壓制動系統，制動剎車反應更迅速，剎車力更大和制動距離更短等優勢幾乎涵蓋所有輕卡和重卡等商用車市場。載貨汽車上的氣剎制動系統包括打氣泵、干燥器和儲氣筒等[1]，打氣泵工作產生的振動使得該系統的NVH 性能遠差于液壓制動系統。如打氣泵泵氣過程中車內噪聲變大、座椅振動變大和金屬敲擊聲等NVH 問題，嚴重影響車內駕駛員的乘坐舒適性[2]。隨著商用車市場的競爭越來越激烈，對于為了提高整車產品市場競爭力的商用車主機廠來說，優化打氣泵NVH性能是一條高性價比的途徑。

幾乎所有主機廠的氣剎制動系統采用排氣卸荷打氣泵結構。它的工作原理為：發動機通過三角帶或齒輪驅動打氣泵曲軸，從而驅動打氣泵活塞進行打氣，打出的氣體通過管線導入儲氣筒；另一方面儲氣筒又通過一根氣管線將筒內的氣體導入固定在氣泵上的調壓閥，從而控制儲氣筒內的氣壓。氣剎制動系統利用儲氣筒內的氣壓來實現整車剎車制動的作用[3]。也正是由于打氣泵的這種結構和工作原理，給打氣泵工作過程帶來很多NVH問題。

文中針對某輕卡氣剎車型怠速工況下打氣泵在泵氣過程出現的整車抖動問題進行實驗診斷，對可能存在的原因進行排查分析，得到該車型打氣泵抖動的根本原因，總結打氣泵抖動的主要排查方法，最后結合分析結果對打氣泵參數進行優化設計，解決該打氣泵引起的整車抖動問題。

1 打氣泵抖動概述

1.1 打氣泵相關參數介紹

打氣泵相關參數見表1。

表1 打氣泵相關參數

1.2 問題描述

某輕卡氣剎車型在怠速工況下打氣泵泵氣過程中主觀駕駛性評價整車出現明顯的低頻抖動，座椅抖動尤其明顯，但發動機轉速上升后抖動會明顯減小。客觀測試座椅導軌振動發現，座椅導軌振動自功率譜曲線存在一個9.65 Hz的峰值，且該峰值比發動機怠速點火階次振動大1倍，如下圖1所示。

圖1 座椅導軌Z向振動曲線

打氣泵激勵頻率和發動機點火頻率計算公式如下

式中：fe代表發動機點火頻率，ne代表發動機轉速；order代表發動機階次［4］，四缸機一般為0.5階、1階、2階、4階、6階，低頻以0.5階、1階和2階振動能量較大；fd代表打氣泵1階激勵頻率，δ代表打氣泵與發動機曲軸的速比。

結合打氣泵參數表1、頻率計算式（1）和式（2）分析得出，發動機0.5 階激勵頻率為6.25 Hz，1 階激勵頻率為12.5 Hz，而2 階點火激勵頻率fe為25 Hz，打氣泵激勵頻率fd為9.65 Hz。打氣泵激勵頻率在座椅上的響應比發動機2階點火激勵頻率在座椅上的響應大了將近1倍。

2 實驗分析診斷

2.1 抖動分析流程

根據結構引起低頻NVH問題分析中常用的“源頭-傳遞路徑-響應”分析理論［5］，對可能引起打氣泵抖動的原因制定如下分析流程，運用西門子LMS Test.Lab測試分析系統對其進行一一分析。打氣泵抖動原因分析流程如圖2所示。

圖2 打氣泵抖動原因分析流程圖

圖2中源頭分析主要包含打氣泵激勵和發動機激勵的對比，確定激勵源頭及振動大小；傳遞路徑分析主要包括4個方面：動力總成剛體模態分析、懸架系統模態分析、動力總成懸置隔振分析和車身懸置隔振分析；在響應分析部分主要分析駕駛室模態和駕駛室是否存在受迫振動。下文根據以上思路進行逐一分析和排查。

2.2 源頭分析

針對源頭激勵的問題，運用LMS Test.Lab軟件中Signature testing模塊對發動機和打氣泵本體振動進行數據采集和分析。圖3為打氣泵測點，圖4為該點的振動加速度曲線。

圖3 打氣泵振動測點

圖4 打氣泵Z向振動曲線

圖4中打氣泵本體振動曲線顯示打氣泵激勵為0.07 g，而發動機2 階激勵幅值為0.4 g，因此可斷定打氣泵源頭激勵主要為發動機2 階，其次為其本身貢獻。

結合圖1的座椅振動曲線可知，打氣泵振動在座椅導軌上的響應是發動機2階激勵在座椅導軌上響應的2 倍左右，由此可斷定路徑上可能存在共振或隔振不足等問題。

2.3 傳遞路徑分析

2.3.1 動力總成懸置隔振分析

根據源頭分析結果，運用LMS Test.Lab軟件中Signature testing模塊對動力總成懸置系統進行隔振測試分析。將振動傳感器布置在3個懸置的主動端與被動端，并對這些測點的振動信號進行采集。

圖5至圖7是發動機左右懸置和變速箱懸置X、Y、Z3個方向的隔振曲線，為方便數據分析，將振動值以dB的形式表示，下文隔振曲線中實線表示主動端振動，虛線表示被動端振動。

圖5 發動機左懸置隔振曲線

圖6 發動機右懸置隔振曲線

圖7 變速箱懸置隔振曲線

從上述3 點懸置隔振曲線中不難發現，變速箱懸置在9.65 Hz處Z向隔振僅僅3 dB左右，其他懸置的隔振均能達到20 dB以上（對應振動衰減90%）［6］的要求，但在發動機2 階的隔振滿足20 dB 的要求。該處有可能存在動力總成剛體模態共振風險。

2.3.2 車身懸置隔振分析

根據上述分析發現變速箱懸置不達標，該振動傳遞至車架，通過車架傳遞到車身。該懸置的車架端上方的安裝點恰好與后排車身懸置安裝點相距較近，因此重點分析此處車身懸置的隔振性能。

圖8至圖9的車身懸置Z向隔振曲線顯示9.65 Hz附近的隔振在25%～35%左右，這種隔振性能對卡車車身懸置而言屬于一般設計水平。結合動力總成懸置隔振曲線分析，駕駛室受迫振動或駕駛室模態共振的可能性較大。

圖8 車身后排左側懸置Z向隔振曲線

2.3.3 模態測試分析

運用CAE 仿真分析方法，根據動力總成的質量、質心、轉動慣量以及懸置襯套的剛度參數，在Hypermesh中建立動力總成剛體仿真模型［7］，約束懸置襯套的被動側。并利用MSC Nastran軟件計算動力總成剛體模態頻率。

圖9 車身后排右側懸置Z向隔振曲線

如圖10所示，動力總成繞Y軸旋轉剛體模態頻率為9.73 Hz，與打氣泵激勵頻率9.65 Hz非常接近。

圖10 動力總成繞Y軸旋轉模態CAE分析結果

為了進一步驗證上述動力總成剛體模態結果的準確性，運用LMS Test.Lab 中Spectral testing 模塊，建立動力總成、車架及懸掛系統和駕駛室的實驗模型，采用多輸入多輸出法［8］對其進行模態測試，并運用PolyMax Modal Analysis分析模塊計算整個系統0～30 Hz范圍內的模態振型。圖11和圖12分別是激振器安裝位置及實驗模型圖。

圖11 激振器安裝位置

圖12 整車實驗模型

測試結果如圖13和圖14所示，動力總成系統綜合頻響函數顯示9.6 Hz 附近存在一個明顯峰值，通過模態分析發現該振型是動力總成的典型剛體模態：繞Y軸旋轉模態，振幅最大點在變速箱與后傳動軸連接處附近。仿真結果與試驗測試結果僅相差0.13 Hz，且模態振型一致。

圖13 動力總成綜合頻響函數曲線

圖14 動力總成繞Y軸旋轉模態振型

其他系統模態振型描述如表2所示。

表2 整車狀態各系統模態頻率分布

根據本小節分析結果可得：打氣泵抖動的根本原因是打氣泵工作時的激勵頻率與動力總成剛體模態耦合共振，使得振幅最大處的變速箱懸置隔振變差，導致駕駛室的強迫振動。

3 優化方案研究

根據客觀測試與仿真分析可得，動力總成剛體模態與打氣泵1階激勵頻率耦合是導致怠速抖動的根本原因。采用如下途徑可以進行優化：

(1)降低變速箱懸置橡膠的剛度，提升其隔振性能；

(2)降低后排車身懸置橡膠的剛度，提升其隔振性能；

(3)改變打氣泵速比，將打氣泵激勵頻率與動力總成剛體模態分離1 Hz以上。

上述3 條優化途徑中，降低變速箱懸置的剛度有可能會將其他的剛體模態移頻至9.6 Hz，且降剛度影響耐久可靠性，增加開發周期；而降低車身懸置剛度，隔振性能提升也很有限，治標不治本。因此改變打氣泵速比，改變激勵源是最直接最有效的方案。

根據表2中整車模態頻率分布表結果發現，若將打氣泵激勵頻率設定10 Hz～12 Hz 范圍內，則與該車型中的低頻模態分離達到1 Hz 以上。通過皮帶輪選型和式（2）計算，當打氣泵速比調整到0.887時，打氣泵激勵頻率由9.65 Hz 提升至11.08 Hz，打氣泵1 階激勵頻率提升了1.5 Hz 左右，與動力總成繞Y軸旋轉剛體模態頻率分離1 Hz以上。

打氣泵抖動優化方案的效果對比如圖15和16所示。

圖15 優化后變速箱懸置Z向隔振曲線

圖16 座椅導軌Z向振動曲線優化效果對比

打氣泵速比由0.772 改為0.887 后，變速箱懸置Z向隔振性能由3 dB提升到12 dB，且座椅導軌振動由0.02 g降低到0.0031 g，主觀駕駛評價性抖動基本消失，達到接受水平。

4 結語

對某氣剎輕卡怠速工況下打氣泵工作時的整車抖動問題，運用“源頭-傳遞路徑-響應”分析理論，建立打氣泵抖動原因分析流程，通過實驗對可能存在原因進行診斷分析，通過打氣泵源頭振動分析、動力總成懸置隔振分析、車身懸置隔振分析、CAE模態仿真分析和整車下動力總成、懸掛系統、車架及車身系統模態實驗分析，最終鎖定了打氣泵抖動的根本原因，并提出了成本低、周期短的可實施性方案，徹底解決了打氣泵工作引起整車抖動的問題，對此類車型旋轉機械的NVH 優化具有重要的借鑒和參考意義。