某牽引車駕駛室異常振動(dòng)及其改進(jìn)試驗(yàn)研究

時(shí)培偉，郭彬，袁帥，亓宗磊，趙宏陽

(濰柴動(dòng)力股份有限公司，山東濰坊 261061)

0 引言

隨著社會(huì)的進(jìn)步、科學(xué)技術(shù)的發(fā)展，人們對(duì)牽引車平順性提出了更高的要求。而在車輛設(shè)計(jì)中，偏頻是影響車輛平順性能的重要參數(shù)，設(shè)計(jì)合理的前后懸架偏頻值，對(duì)于提高懸架性能、保證車輛行駛平順性、乘坐舒適性、操縱穩(wěn)定性和路面友好性至關(guān)重要。

由于重型牽引車工作條件惡劣，行駛工況復(fù)雜多樣，且車輛長(zhǎng)期處于滿載、沖擊載荷工況下工作，座椅部位的振動(dòng)沖擊比客車高出9～16倍[1]；同時(shí)，由駕駛室產(chǎn)生的低頻振動(dòng)沖擊，不但導(dǎo)致駕駛員易產(chǎn)生疲勞感覺、影響工作效率，而且還容易導(dǎo)致脊椎畸形、胃病等職業(yè)病，嚴(yán)重?fù)p害駕駛員的身心健康[2-3]。

文中以某主機(jī)廠新配套牽引車為研究對(duì)象，基于振動(dòng)測(cè)試、頻譜分析以及偏頻試驗(yàn)，對(duì)以65 km/h行駛時(shí)駕駛室異常振動(dòng)現(xiàn)象進(jìn)行了研究，確定為輪胎滾動(dòng)激勵(lì)頻率與懸架偏頻耦合引起。通過優(yōu)化后車橋懸置系統(tǒng)、后橋速比，改變懸架偏頻避免共振，由此消除了駕駛室異常振動(dòng)現(xiàn)象，改善了車內(nèi)乘坐舒適性。研究成果為解決牽引車駕駛室行駛異常振動(dòng)現(xiàn)象提供了可借鑒方法。

1 駕駛室異常振動(dòng)與分析

1.1 駕駛室異常振動(dòng)現(xiàn)象

某主機(jī)廠新配套牽引車(見圖1)，不同擋位下，當(dāng)車速達(dá)到65 km/h時(shí)，駕駛室出現(xiàn)異常振動(dòng)，振動(dòng)明顯增大，駕駛舒適性降低，駕駛員主觀感覺無法接受。

圖1 某牽引車照片

為消除牽引車行駛時(shí)駕駛室異常振動(dòng)現(xiàn)象，提高乘坐舒適度，需要確定振動(dòng)源位置并對(duì)振源、振動(dòng)傳播路徑進(jìn)行優(yōu)化。

1.2 振源識(shí)別

文中根據(jù)頻譜分析法來確定振源、振動(dòng)頻率。

振動(dòng)測(cè)點(diǎn)：駕駛員座椅、駕駛室、前后橋、一二傳動(dòng)軸、車架等。

試驗(yàn)工況：定置情況下，對(duì)牽引車懸置、駕駛室進(jìn)行怠速、熄火、從怠速緩慢上升到最高空車轉(zhuǎn)速，3種工況下的振動(dòng)試驗(yàn)；變速箱10、11、12擋勻速、勻加速傳動(dòng)路徑振動(dòng)試驗(yàn)，如圖2、圖3所示。

圖2 駕駛室振動(dòng)測(cè)點(diǎn)

圖3 傳動(dòng)路徑振動(dòng)測(cè)點(diǎn)

圖4為勻速行駛工況下，座椅導(dǎo)軌在不同車速的振動(dòng)頻譜圖。

圖4 座椅導(dǎo)軌不同車速頻譜圖

由圖4可知， 以65 km/h勻速工況，座椅5.57 Hz存在振動(dòng)異常，振動(dòng)最大，與其他勻速工況對(duì)比，確定5.57 Hz為故障引發(fā)頻率。

一般能夠?qū)е聽恳嚠惓Ｕ駝?dòng)的誘因，包括車輪不平衡質(zhì)量引起的激勵(lì)、傳動(dòng)軸和后橋的周期性激勵(lì)以及前后懸架固有頻率與車架、駕駛室懸置系統(tǒng)固有頻率接近等。

圖5和圖6分別為12和11擋后二橋與座椅振動(dòng)頻譜圖，整車配置參數(shù)見表1。由圖和表可知，各擋勻加速工況下，11擋存在0.2階次較大激勵(lì)，12擋存在0.26階次較大激勵(lì)，經(jīng)階次計(jì)算，均為輪胎激勵(lì)軸頻，且激勵(lì)頻率均為5.57 Hz，此頻率與駕駛室座椅導(dǎo)軌異常頻率耦合。

圖5 12擋后二橋與座椅振動(dòng)頻譜圖

圖6 11擋后二橋與座椅振動(dòng)頻譜圖

表1 整車配置參數(shù)

圖7為65 km/h座椅導(dǎo)軌、后橋振動(dòng)頻譜圖，圖8為65 km/h振動(dòng)傳遞頻譜。由圖可知，當(dāng)整車在12擋、65 km/h工況下勻速行駛時(shí)，后二橋處振動(dòng)烈度為127 mm/s，后一橋處為99 mm/s，二軸尾端為77 mm/s，一軸尾端為54 mm/s，座椅處為27 mm/s，依次減小，由此初步判斷：駕駛室振動(dòng)大源自輪胎動(dòng)不平衡激勵(lì)和后橋簧下頻率共振引起，推測(cè)共振頻率為5.57 Hz(65 km/h)，因此需要完成懸掛系統(tǒng)偏頻試驗(yàn)來進(jìn)一步驗(yàn)證推測(cè)結(jié)論。

圖7 65 km/h座椅導(dǎo)軌、后橋振動(dòng)頻譜圖

圖8 65 km/h振動(dòng)傳遞頻譜圖

1.3 懸掛系統(tǒng)偏頻試驗(yàn)

牽引車懸掛系統(tǒng)偏頻試驗(yàn)測(cè)點(diǎn)如圖9、圖10所示，選取簧上一側(cè)點(diǎn)、簧下兩測(cè)點(diǎn)。

圖9 懸掛系統(tǒng)偏頻試驗(yàn)

圖10 懸掛系統(tǒng)偏頻試驗(yàn)測(cè)點(diǎn)

圖11為懸掛系統(tǒng)偏頻試驗(yàn)振動(dòng)測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)曲線圖。

圖11 簧上下質(zhì)量偏頻數(shù)據(jù)試驗(yàn)

如圖11所示，根據(jù)振動(dòng)周期計(jì)算獲得懸掛偏頻=3/(34.78-34.25)=5.66 Hz。

通過以上分析可以確定，后橋懸掛系統(tǒng)偏頻為5.66 Hz，與共振頻率基本一致。整車65 km/h時(shí)駕駛室抖動(dòng)原因?yàn)椋汉髽蜉喬L動(dòng)階次激勵(lì)頻率與非簧載質(zhì)量偏頻頻率發(fā)生耦合，造成共振，振動(dòng)通過車架傳遞到駕駛室，引發(fā)異常振動(dòng)故障產(chǎn)生。

2 改進(jìn)措施

懸架偏頻及剛度計(jì)算公式如式(1)所示[4-5]：

(1)

式中：f為懸架偏頻，Hz；c為板簧剛度，mm/N；m為簧載質(zhì)量，kg。

根據(jù)式(1)可知，要想避開共振頻率，需改變板簧剛度或簧載質(zhì)量，因此改進(jìn)措施主要為：

(1)整車無貨箱，在安裝貨箱增加質(zhì)量后，降低偏頻，效果簡(jiǎn)單最好。

(2)降低后橋板簧剛度，降低偏頻。

(3)降低輪胎動(dòng)不平衡量，降低輪胎轉(zhuǎn)頻激勵(lì)，但此方法可操作性差。

(4)降低后橋速比，提高輪胎轉(zhuǎn)頻階次，共振車速降低，輪胎轉(zhuǎn)頻激勵(lì)降低，駕駛室抖動(dòng)降低。

在此次故障中，通過降低后橋速比來消除駕駛室異常振動(dòng)。

通過路試試驗(yàn)，對(duì)牽引車的改進(jìn)措施是有效的，駕駛員主管感覺良好，駕駛舒適性、行駛平順性均大大提高。

3 結(jié)束語

文中針對(duì)某主機(jī)廠配套牽引車所出現(xiàn)以65 km/h行駛時(shí)駕駛室異常振動(dòng)現(xiàn)象進(jìn)行了研究，利用西門子公司的LMS.Testlab模塊，對(duì)牽引車進(jìn)行NVH試驗(yàn)、偏頻試驗(yàn)，經(jīng)對(duì)測(cè)試數(shù)據(jù)的頻譜分析，確定了駕駛振動(dòng)為輪胎滾動(dòng)激勵(lì)頻率與懸架偏頻耦合引起。通過優(yōu)化懸置系統(tǒng)、后橋速比，改變了懸架偏頻避免共振，為消除駕駛室異常振動(dòng)現(xiàn)象提供了可借鑒的思路。