某商用车变速器抖动问题改进研究

某商用车变速器抖动问题改进研究
杨年炯1,2,廖奇峰1,石胜文3
(1.广西科技大学汽车与交通学院,广西 柳州 545006; 2.广西汽车零部件与整车技术重点实验室(广西科技大学),广西 柳州 545006;3.东风柳州汽车有限公司,广西 柳州 545005)

摘要：针对某商用车低速爬坡时出现的变速器抖动的问题,采用振动与噪声测量仪对问题车进行检测,通过对试验数据进行频谱分析,发现在车速为15 km·h-1、频率为7.5 Hz时,变速器z向加速度出现峰值.根据该频率初步认定传动轴振动是产生变速器抖动的主要原因.对传动轴振源,调整其当量夹角,此外改变变速器支承的形式及布置.试验结果表明：二者的结合有效地降低了变速器z向加速度值,消除了变速器的抖动现象,且人主观感觉良好,证明了该改进方案的正确性和有效性.

关键词：商用车; 变速器; 抖动; 整改

随着用户驾乘体验的不断增加,人们对汽车品质的要求,特别是对乘坐舒适性的要求不断提高.汽车企业针对乘用车的NVH(Noise Vibration Harshness)性能进行了较多研究和提升,近年来商用车的NVH性能也受到越来越多的关注.变速器是汽车的重要组成部件,商用车变速器通常由多套齿轮、同步器以及传动机构组成,其构成决定了变速器对整车NVH性能有较大影响[1-2].通过试验,找到引起变速器振动的振源,从而有针对性地进行整改,是改善变速器NVH性能乃至提升整车NVH品质的有效途径.

王磊[3]通过对整车结构件的固有频率进行匹配,优化变速器悬置横梁结构,进而改变变速器悬置横梁固有频率以提升整车 NVH 性能.周广等[4]通过模态试验确定了变速器异响的故障位置,然后采用拓扑优化的方式对结构进行了移频优化,提高了变速器的NVH性能.黄鼎有等[5]通过改变扭转减振器的扭转刚度、摩擦阻尼、预紧力矩及刚度级数等参数消除了变速器怠速爬坡时的异响问题,提升了整车NVH性能.

本文针对用户反映的某商用车爬坡时变速器出现抖动的问题,对该商用车进行了重载工况下的爬坡和平路测试.采用振动与噪声测量仪对问题车的变速器进行测试,将测得的数据进行频谱分析,确定造成变速器抖动的振源.通过改进变速器辅助支承的结构形式及布置形式,并改变传动轴当量夹角,变速器z向加速度值得到了有效降低,消除了变速器的抖动现象,且人主观感觉良好,证明了该改进方案的正确性和有效性.

1 整车试验

根据用户反映,该商用车在重载、平路工况时变速器无异常抖动,而在重载、车速约为15 km·h-1、爬坡时变速器出现抖动现象,影响驾乘人员的舒适性.为了查找引起变速器抖动的原因,使用振动与噪声测试仪,对整车进行重载爬坡工况及重载平路工况进行试验测试,如图1所示.



图1 实车测试

Fig.1 Real vehicle test
将采集到的变速器振动加速度数据进行频谱分析,得到重载低速平直路面和坡道上变速器三向加速度频谱图.其中,爬坡工况变速器三向加速度频谱图如图2所示.由频谱图可以看出,爬坡工况下,车速为15 km·h-1、频率为7.5HZ时,试验车变速器在z方向加速度az出现峰值,峰值为2.36 m·s-2.该值较大,引起变速器抖动,给驾乘人员带来不舒适感.图2中，ay为y向加速度，ax为x向加速度.



图2 重载低速爬坡工况下变速器的三向加速度

Fig.2 Three direction accelerations of transmission under heavy load low-speed and climbing conditions

2 故障产生机理

该商用车动力装置的纵向旋转固有频率为7.4 Hz,左右旋转固有频率为7.3 Hz,试验测得传动轴2阶振动频率为7.5 Hz,动力总成纵向旋转、左右旋转模态和激振频率重合,从而导致动力总成出现共振.该商用车传动系统中,万向节采用的是不等速万向节,根据试验反映出来的现象以及不等速万向节的特性,其在一个循环内被动轴的转速由大到小,再由小到大变化两次,相对于1阶振动来说,这种扰动为2阶振动[6].2阶振动大小跟传动轴夹角及传递的扭矩大小有关,初步确定振源为传动轴.

3 基于辅助支承结构和传动轴当量夹角改进的变速器振动控制

影响变速器爬坡抖动的原因主要有传动轴万向节的夹角、动力总成悬置软垫刚度、辅助支承结构形式等.综合考虑经济性和整改周期,采用改变变速器辅助支承的结构和布置形式,以及采用适当的传动轴万向节当量夹角以降低变速器的振动加速度.因平路工况下变速器并无异常抖动,因此将重载爬坡工况变速器的振动加速度峰值降低到平路工况的振动水平作为改进目标.

3.1 改进辅助支承结构及布置形式
通过更改变速器辅助支承结构形式,使动力传动总成的固有频率错开故障工况下的传动轴2阶激振频率,以获得良好的减振效果.变速器辅助支承装置原方案如图3所示,采用板簧式支承结构.该方案中,在重载、低速、爬坡工况下,变速器z向振动加速度过大(见图2).改进方案1,变速器辅助支承结构采用槽钢式横梁+垂直布置软垫,如图4所示.改进方案2采用槽钢式横梁+V型布置软垫,如图5所示.



图3 板簧式横梁辅助支承
Fig.3 Beam suspension of leaf spring type



图4 槽钢式横梁垂直布置辅助支承
Fig.4 Channel iron beam suspension by vertical arrangement



图5 槽钢式横梁+V型布置辅助支承
Fig.5 Channel iron beam suspension by V arrangement

将改进的变速器辅助支承结构的两个方案应用到整车上,对整车重新进行路试试验,采集变速器三向振动加速度,并进行频谱分析,如图6，7所示.
由图可见,方案1可使x向和z向振动加速度显著减小,其中z向的减小更为明显,由2.36 m·s-2减小为0.52 m·s-2,但y向振动加速度变大,变速器侧向晃动较大,因此不宜采用此方案.方案2中,x,y,z三向振动加速度均有所减小,x向和z向加速度减小的幅度均较大,其中z向减振最明显,减小到0.5 m·s-2,比改进前平路工况下的加速度还小(平路工况z向振动加速度为0.6 m·s-2),属于可接受的范围.但是方案2中,y向的减振效果不明显,变速器仍可以见轻微侧向晃动.



图6 辅助支承改进方案1的频谱
Fig.6 Spectrum of suspension solution 1



图7 辅助支承改进方案2的频谱
Fig.7 Spectrum of suspension solution 2

3.2 改变传动轴当量夹角
由试验测得传动轴2阶振动频率为7.5 Hz,该振动频率与动力总成纵向旋转、左右旋转模态重合,从而引起动力传动总成共振,因此认为传动轴2阶激励是引起变速器抖动的重要原因.理论分析和工程实践均表明,适当减小传动轴当量夹角可以减小传动轴的2阶振动,因此考虑以下改进方案(表1).
表1 传动轴夹角改进方案
Tab.1 Improvement Solution of transmission shaft angle



夹角方案a1/(°)a2/(°)a3/(°)当量夹角ae/(°)改进前2.742.762.692.81方案a2.411.512.421.49方案b1.592.712.741.54
通过移动传动轴中间支承连接支架的孔位,改变传动轴的夹角,从而实现传动轴当量夹角αe的变化.按照方案a和方案b调整传动轴的夹角,并进行整车重载低速爬坡工况路试,采集数据后,通过频谱分析,得到传动轴夹角改进后的变速器三向振动频谱图,如图8,9所示.



图8 传动轴夹角改进方案a频谱
Fig.8 Spectrum of transmission shaft angle solution a

由图可见,传动轴夹角改进方案a可使变速器3个方向的振动加速度均有明显减小,其中z向振动加速度由改进前的2.36 m·s-2减小至0.89 m·s-2,接近改进前平路工况下的0.6 m·s-2.在方案b中,y向和z向的振动加速度有所减小,但减小的幅度不够大,z向的加速度峰值仍达到1.78 m·s-2,属于无法接受的范围.此外,x向的加速度反而有所增加.因此,该方案不宜采用.相对方案b而言,方案a各指标值均较好,但是z向振动加速度0.89 m·s-2虽然接近改进前平路工况下的峰值0.6 m·s-2,却仍比其大,因此,方案a和方案b均不够理想.



图9 传动轴夹角改进方案b频谱
Fig.9 Spectrum of transmission shaft angle solution b

3.3 变速器辅助支承结构和传动轴夹角综合改进
前述可见,改进变速器辅助支承结构以及传动轴夹角对减小变速器抖动均有积极作用,其中改进变速器辅助支承结构的方案2和改进传动轴夹角的方案a,对减小变速器z向振动加速度尤为显著,因此,将此两个方案组合,即把传动轴当量夹角ae调整为1.49°,辅助支承结构采用槽钢式横梁+V型布置软垫,进行整车重载低速爬坡工况路试试验,以评估改进的效果.频谱图如图10所示.



图10 综合改进后变速器的三向加速度频谱
Fig.10 Three direction accelerations of transmission after comprehensive Improvement

由此两方案组合,达到了较好的减振效果.由图可见,组合方案的实施,使变速器的三向加速度均有非常显著的降低,其中x向由改进前的0.41 m·s-2降低至0.17 m·s-2,y向由0.47 m·s-2降低至0.13 m·s-2,z向由2.36 m·s-2降低至0.21 m·s-2,仅为改进前的9%,也远小于改进目标值(重载低速平路工况下的0.6 m·s-2),且三向均无明显峰值,消除了变速器的抖动问题,试验时人主观感觉良好.

4 结论
为解决某商用车重载低速爬坡工况下变速器的抖动问题,提高驾乘人员的乘坐舒适性,提出了多个改进方案,并通过对方案的分析与组合,使变速器z向振动加速度显著减小,提高了此商用车的NVH性能,得到以下结论:

(1) 改变变速器辅助支承结构及布置形式,可以获得较好的减振效果,其中采用槽钢式横梁+V型布置软垫比槽钢式横梁+垂直布置软垫的减振效果明显.
(2) 减小传动轴的当量夹角,错开共振频率,可以减小传动轴的振动,从而降低变速器的抖动.
(3) 同时改变辅助支承结构形式和传动轴当量夹角,可显著降低变速器的z向振动加速度值,消除变速器的抖动现象.

参考文献：

[1] 林逸,马天飞,姚为民.汽车NVH特性研究综述[J].汽车工程,2002,24(3):177-186.
LIN Yi,MA Tianfei,YAO Weimin.The summary of study on vehicle NVH performance[J].Automotive Engineering,2002,24(3):177-186.
[2] 杨晓.变速器试验设计及仿真分析研究[D].武汉:武汉理工大学,2013.
YANG Xiao.Research on test design and simulation of transmission[D].Wuhan：Wuhan University of Technology,2013.
[3] 王磊.变速箱悬置横梁对某轻客 NVH 影响的研究分析[J].汽车实用技术,2015,14(9):38-40.
WANG Lei.Cross member on the VAN NVH sensitivity analysis[J].Automobile Applied Technology,2015,14(9):38-40.
[4] 周广,刘亚男,李萌.传递路径分析在提升变速箱 NVH性能中的应用[J].价值工程,2015,34(15):90-92.
ZHOU Guang,LIU Yanan,LI Meng.The application of TPA in improving the transmission NVH performance[J].Value Engineering,2015,34(15):90-92.
[5] 黄鼎友,任明辉,王思祖.某柴油车怠速爬行异响分析及优化[J].重庆大学学报,2015,34(5):145-149.
HUANG Dingyou,REN Minghui,WANG Sizu.Analysis and optimization of diesel vehicle creeping noise[J].Journal of Chongqing Jiaotong University,2015,34(5):145-149.
[6] 庞剑,谌刚,何华.汽车噪声与振动——理论与应用[M].北京:北京理工大学出版社,2006.
PANG Jian,CHEN Gang,HE Hua.Automotive noise and vibration — theory and applications[M].Beijing:Beijing Institute of Technology Press,2006.
Improvement on transmission shaking problem for commercial vehicles
YANG Nian-jiong1,2,LIAO Qi-feng1,SHI Sheng-wen3
(1. School of Automobile and Transportation, Guangxi University of Science and Technology, Liuzhou, 545006;2. Guangxi Key Laboratory of Automobile Components and Vehicle technology (GXUST), Liuzhou, 545006;3. Dongfeng Liuzhou Motor CO., LTD. Liuzhou, 545005)
Abstract：Pertaining to the transmission shaking during low-speed climbing, the problem vehicle is detected by vibration and noise measuring instruments. Through spectrum analysis on testing data, it is found that, when the vehicle speed is 15km/h and the frequency is 7.5Hz, the Z-axle acceleration reaches a peak. According to this frequency, the shaft vibration can be regarded as the major reason for transmission shaking. For shaft vibration source, the equivalent angle is adjusted. In addition, the transmission supporting and layout are changed. In this way, it is indicated from results that the Z-axle acceleration is efficiently reduced to eliminate transmission shaking and improve driving comfort. Therein, the correctness and effectiveness of this approach are proven.
Key words：commercial vehicle; transmission; shaking; improvement
基金项目：国家自然科学基金资助项目(11502056);广西高校科研项目资助项目(201202ZD070);广西汽车零部件与整车技术重点实验室自主研究课题资助项目(14-A-03-01);广西汽车零部件与整车技术重点实验室开放课题资助项目(2012KFMS03;2013KFZD02);广西科技大学研究生教育创新计划项目(GKYC201618)
作者简介：杨年炯(1977-),男,副教授,硕士生导师.Email:nj_yang@163.com
中图分类号：U 463.212
文献标志码：A
文章编号：1672-5581(2016)04-0347-05