重型車輛駕駛室的抖動分析與控制

劉永紅，臧獻國，鄧習樹

（三一重工股份公司 研究總院，長沙 410100）

重型車輛駕駛室的抖動分析與控制

劉永紅，臧獻國，鄧習樹

（三一重工股份公司 研究總院，長沙 410100）

車輛駕駛室嚴重抖動嚴重影響車輛的舒適性和可靠性。利用振動測試與模態試驗研究抖動原因，發現車架模態頻率位于該車柱塞泵1階激勵頻率內，車架系統共振導致駕駛室抖動。對柱塞泵1階激勵機理進行了分析，確認柱塞的工作順序對柱塞泵1階力矩幅值有顯著影響。改變柱塞的工作順序后，柱塞泵1階慣性力矩幅值顯著降低。進而對安裝新柱塞泵的樣機進行整體試驗，結果表明提出的改進方案驗證了改進措施的有效性，很好地解決了駕駛室抖動問題。

振動與波；重型車輛；駕駛室抖動；柱塞泵

駕駛室抖動是車輛在低頻區的異常振動現象，抖動時肉眼可看到駕駛室的明顯晃動，影響車輛的舒適性和可靠性。仿真分析、試驗測試、振動理論等是研究駕駛室抖動問題原因的有效手段，根據抖動原因采用降低振源激勵、優化駕駛室隔振效果、加強駕駛室結構、增加駕駛室系統阻尼等是解決駕駛室抖動的有效措施[1—6]。

模態分和振動測試是識別車輛振動頻率、振動傳遞路徑、振源的常規方法，在解決車輛振動問題中得到廣泛應用[7—10]。如文獻[11]利用振動測試與模態分析方法研究了方向盤怠速抖動原因，發現方向盤模態頻率與發動機2階激勵頻率相近，引起方向盤共振。文獻[12]通過工作模態測試與振動測試研究了某牽引車在特定車速下共振問題，識別前橋車輪激勵頻率與整車模態頻率接近，引起整車共振。本文針對某重型車輛特定轉速下整車抖動問題，通過振動測試識別振源來源于柱塞泵1階激勵，結合模態試驗測試與分析識別柱塞泵工作頻率與車架系統模態頻率接近，車架系統共振引起駕駛室抖動。對柱塞泵1階激勵成分進行機理分析，發現柱塞泵各柱塞的工作順序對柱塞泵1階力矩有顯著影響，通過改變各柱塞的工作順序后顯著降低了柱塞泵1階激勵，試驗結果表明提出的方案很好地解決了駕駛室抖動問題，驗證了改進措施的有效性。

1 駕駛室抖動原因分析

1.1 振動測試與分析

該重型車輛主要底盤系統與上裝系統組成，兩套系統相互獨立，有獨立的發動機、變速箱。底盤系統為汽車通用底盤，實現車輛行駛功能，運輸上裝系統到工作位置。上裝系統包括發動機、變速箱、臥式柱塞泵、液壓管道等，實現特定的功能，上轉系統示意圖見圖1。

圖1 上裝系統示意圖

該車行駛時，上裝系統不工作。而該車上裝系統工作時，底盤發動機關閉，車輛處于定置工作狀態。車輛定置工作時，變速箱掛高檔位下，發動機升速過程中，駕駛室、車架、上裝系統有明顯抖動。該車定置工作時，主要激勵源為發動機、變速箱、傳動系統、柱塞泵、液壓系統等。

為了分析駕駛室、車架等抖動的原因，對整車進行振動測試。在駕駛室、車架、上裝發動機懸置、柱塞泵等關鍵位置布置加速度傳感器，駕駛室與車架測點如圖2和圖3所示。整車坐標系定義如下：整車前后方向為X軸，規定向前為正。整車左右方向為Y軸，規定向左為正。整車垂直方向為Z軸，規定向上為正。柱塞泵曲軸軸線方向為X軸，柱塞泵柱塞往復運動方向為Y軸，柱塞泵曲軸繞X方向旋轉。車輛定置工作狀態下，變速箱依次從1檔到7檔進行掛檔，發動機從怠速勻加速到額定轉速，在1檔和2檔緩慢加速過程中肉眼基本看不到駕駛室抖動，而在3檔到7檔緩慢加速過程中肉眼可明顯看到駕駛室抖動，每個檔位駕駛室抖動時對應的發動機轉速不一致，其中6檔工況下，駕駛室Y方向加速度均方根值隨柱塞泵轉速變化如圖4所示。從圖4可以看出，6檔加速工況下柱塞泵轉速為120 r/min和160 r/min時駕駛室振動幅值最大，同時主觀感覺該轉速下駕駛室抖動最明顯。

圖2 測點位置在整車位置圖

圖3 測點位置圖

圖4 6檔加速工況駕駛室Y向加速度均方根值

為進一步確定振源與響應特征，對駕駛室和車架Y方向加速度的頻率—柱塞泵轉速三維瀑布圖進行分析，如圖5和圖6所示。從圖5與6可知看出：柱塞泵1階激勵對車架與駕駛室抖動起到主要影響作用，是引起抖動的主要激勵，柱塞泵激勵通過車架傳遞給駕駛室，引起駕駛室振動。為了更直觀分析柱塞泵1階激勵對駕駛室振動的影響以及抖動頻率，提取部分檔位下駕駛室Y向振動關于柱塞泵1階階次圖。從圖7可知看出：當柱塞泵轉速在120 r/min、160 r/min和290 r/min時駕駛室抖動嚴重，對應的抖動頻率分別為2.0 Hz、2.7 Hz和4.8 Hz。

圖5 6檔加速工況駕駛室Y向加速度瀑布圖

圖6 6檔加速工況車架Y向加速度瀑布圖

1.2 試驗模態測試與分析

為了獲取共振頻率，對實車狀態下的車架進行試驗模態測試。采用比利時LMS數采系統，根據測試要求在車架上共布置26個測點，通過錘擊法測試車架系統測點加速度響應，并提取系統的模態參數。實車狀態下柱塞泵1階工作頻率范圍的車架系統共有3階模態，模態頻率與模態振型如圖8所示，車架模態振型以橫向振動為主，模態頻率分別為1.98 Hz、3.14 Hz和5.56 Hz，模態頻率與駕駛室抖動頻率2.0 Hz、2.7 Hz和4.8 Hz基本吻合。由于車架系統模態頻率位于柱塞泵1階頻率范圍內，柱塞泵引起車架系統共振，而駕駛室懸置無法隔離該低頻振動，導致安裝在車架上的駕駛室抖動。

圖7 部分檔位下柱塞泵1階激勵的駕駛室Y向加速度

圖8 車架試驗模態結果

2 柱塞泵振源機理分析

解決該車架系統共振引起的抖動問題，主要解決方法是降低振源、隔振、增加系統阻尼、加強結構等措施。由于結構共振頻率低、整車質量大，難以通過隔振、增加系統阻尼、加強結構使結構模態頻率避開柱塞泵1階工作頻率范圍等措施解決駕駛室抖動，故采用通過降低振源激勵力的方法來降低駕駛室抖動。

該車柱塞泵為臥式柱塞泵，由5個柱塞并列安裝，連桿推動柱塞做往復運動，連桿通過曲軸推動。柱塞泵的工作過程與發動機工作過程相反，發動機是活塞推動曲軸旋轉做功，而柱塞泵是曲軸旋轉推動柱塞做功，柱塞泵曲軸旋轉一周每個柱塞做功一次。柱塞泵1階激勵主要有曲拐的旋轉慣性力、曲拐旋轉慣性力形成的慣性力矩、柱塞1階往復慣性力及1階往復慣性力形成的慣性力矩。該車柱塞泵為5缸柱塞泵，曲拐沿曲軸周向72度均勻布置，柱塞在曲軸軸線方向等間距排列，5個柱塞和連桿彼此相同，不考慮制造和裝配誤差時，任意時刻5個曲拐的旋轉慣性力之和與5個柱塞1階往復慣性力之和始終為零，故5缸柱塞泵的1階激勵主要是5個曲拐旋轉慣性力形成的慣性力矩和5個柱塞1階往復慣性力形成的慣性力矩。

根據曲柄連桿結構運動原理，5缸柱塞泵在任意t時刻，5個曲柄的1階旋轉慣性力與5個柱塞1階往復慣性力公式可表示為

其中Firy為第i個曲柄的1階旋轉慣性力在Y方向(柱塞運動方向)的分力，Firz為第i個曲柄的1階旋轉慣性力在Z方向(垂直方向)的分力，Fihy為第i個柱塞的1階往復慣性力(Y方向)，ω曲軸的角速度，θi為第i個曲柄的相位角。Fr=mrRω2，Fr為旋轉慣性力，mr為曲柄的等效質量，R為曲柄半徑。Fh=mhRω2，Fh為1階往復慣性力，mh為柱塞的等效質量。

5個曲柄和柱塞在Y方向受力形成的1階力矩Mz可表示為

其中a為相鄰柱塞的中心距。

5個曲柄在Z方向受力形成的1階力矩My可表示為

從式(1)、(2)、(3)可知柱塞泵的做功順序不同各柱塞的相位角不同，導致力矩不同。該柱塞泵的原始做功順序為1-3-5-2-4，取第1個柱塞的初始相位為零，則各柱塞泵的相位角可表示為

則柱塞泵的1階力矩My和Mz

其中φ1和φ2為相位角。

5缸柱塞泵做功順序不同，各缸對應的相位角，形成的1階力矩不同，通過優化柱塞泵做功順序可以降低柱塞泵1階力矩，5缸泵共有12種組合。對12種柱塞泵組合計算1階力矩，可得柱塞泵1階力矩幅值最小所對應的柱塞做功順序為1-5-2-3-4，取第1個柱塞的初始相位為零，各柱塞泵的相位角可表示為

這種柱塞泵做功順序對應的1階力矩My1和Mz1分別為

其中φ11和φ22為相位角。

對式(6)、(8)分析可知：柱塞泵1階力矩幅值與相位角無關，柱塞泵做功順序對1階力矩幅值有顯著影響，1-5-2-3-4做功順序的1階力矩幅值與1-3-5-2-4做功順序1階力矩幅值的之比A為

通過優化柱塞泵的做功順序，雖然柱塞泵的激勵頻率范圍不變，但可以顯著降低激勵力的幅值，從而降低車架與駕駛室的振動值。

1-3-5-2-4和1-5-2-3-4兩種柱塞泵對應的曲軸曲拐布置如圖9所示。

圖9 兩種柱塞泵對應曲拐示意圖

3 試驗驗證

根據上述分析最優柱塞泵的做功順序為1-5-2-3-4，最優做功順序的柱塞泵1階力矩幅值為做功順序1-3-5-2-4柱塞泵1階力矩幅值的17.1%，新柱塞泵大大降低了柱塞泵振源的1階激勵，有助于解決駕駛室抖動。對安裝做功順序為1-5-2-3-4的新柱塞泵進行整車試驗，驗證減振效果。圖10為6檔加速工況，原柱塞泵和新柱塞泵的駕駛室Y向加速度隨轉速的三維瀑布圖。圖11為6檔加速工況，原柱塞泵和新柱塞泵1階激勵下的駕駛室Y向加速度對比。

圖10 6檔加速工況駕駛室Y向加速度瀑布圖對比

從圖10和圖11可以看出：更換新柱塞泵后，柱塞泵1階激勵下的駕駛室加速度響應幅值顯著降低，柱塞泵1階激勵對駕駛室振動不再是最主要的激勵成分，在車架系統模態頻率2 Hz處(柱塞泵120 r/min)的駕駛室Y向加速度幅值從0.43 m/s2降低到0.08 m/s2，幅值降低了82.4%，在2.7 Hz(柱塞泵162 r/min)的振動峰值從0.54 m/s2降低到0.07 m/s2，幅值降低了87.1%，駕駛室加速度幅值與柱塞泵1階力矩幅值的降幅基本一致，安裝新柱塞泵后，整車加速過程中肉眼看不到駕駛室抖動。

圖12為柱塞泵曲軸整個工作轉速內，原柱塞泵和新柱塞泵1階激勵下的駕駛室Y向加速度幅值對比。從圖12可以看出：整個柱塞泵工作范圍內，柱塞泵1階激勵下的駕駛室振動響應大幅降低，隨著柱塞泵轉速增加，駕駛室加速度幅值變化較平穩。

從試驗驗證結果可知：更換柱塞泵后，駕駛室的加速度幅值顯著降低，駕駛室加速度幅值與柱塞泵1階力矩幅值的降幅基本一致，駕駛室抖動消除，驗證了改進措施的有效性。

4 結語

(1)結合振動測試與模態試驗方法識別車架系統模態頻率落在柱塞泵1階工作頻率范圍內，柱塞泵激勵導致車架系統共振，從而引起安裝在車架上的駕駛室抖動；

(2)通過優化柱塞泵的做功順序，雖然柱塞泵的激勵頻率范圍不變，但可以顯著降低柱塞泵的1階激勵成分；

(3)更換新的柱塞泵后，駕駛室的振動響應顯著降低，駕駛室抖動消除，驗證了改進措施的有效性。

圖11 6檔加速工況柱塞泵1階激勵的駕駛室Y向加速度對比

圖12 加速工況柱塞泵1階激勵的駕駛室Y向加速度對比

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Analysis and Control of Cab Shaking of a Heavy-duty Vehicle

LIU Yong-hong,ZANG Xian-guo,DENG Xi-shu
(Central Institute of R&D,Sany Group Co.Ltd.,Changsha 410100,China)

Vehicle’s cab shaking can deteriorate comfort and reliability of the vehicle.In this paper,the cause of cab’s shaking of a heavy-duty vehicle was recognized by vibration testing and modal measurement.It was found that the modal frequency of the frame of the vehicle lay in the first-order excitation-frequency range of the piston pump,and the frame resonance induced the cab’s shaking.Analyzing the mechanism of the first-order excitation of the piston pump,it was confirmed that the piston’s work sequence greatly affected the first moment of the piston pump.Then,through optimization of piston’s work sequence,the first moment was reduced enormously.Finally,a new sample piston pump was made and tested,it was found that the cab’s shaking was greatly reduced,and the improvement strategy was verified.

vibration and wave;heavy-duty vehicle;cab’s shaking;piston pump

TB535

：A

：10.3969/j.issn.1006-1335.2015.01.031

1006-1355(2015)01-0151-05

2014－05－12

國家科技支撐計劃項目（2012BAF02B01）

劉永紅（1972－），男，安徽碭山人，高級工程師，博士，從事振動噪聲控制與動力學分析。E-mail:liuyh@sany.com.cn