某气刹车型打气泵抖动分析与优化研究

钟秤平，刘 剑，陈清爽，邓 欣

(1.江铃汽车股份有限公司， 南昌330001； 2.江西省汽车噪声与振动重点实验室，南昌330001）

气刹制动系统相比液压制动系统，制动刹车反应更迅速，刹车力更大和制动距离更短等优势几乎涵盖所有轻卡和重卡等商用车市场。载货汽车上的气刹制动系统包括打气泵、干燥器和储气筒等[1]，打气泵工作产生的振动使得该系统的NVH 性能远差于液压制动系统。如打气泵泵气过程中车内噪声变大、座椅振动变大和金属敲击声等NVH 问题，严重影响车内驾驶员的乘坐舒适性[2]。随着商用车市场的竞争越来越激烈，对于为了提高整车产品市场竞争力的商用车主机厂来说，优化打气泵NVH性能是一条高性价比的途径。

几乎所有主机厂的气刹制动系统采用排气卸荷打气泵结构。它的工作原理为：发动机通过三角带或齿轮驱动打气泵曲轴，从而驱动打气泵活塞进行打气，打出的气体通过管线导入储气筒；另一方面储气筒又通过一根气管线将筒内的气体导入固定在气泵上的调压阀，从而控制储气筒内的气压。气刹制动系统利用储气筒内的气压来实现整车刹车制动的作用[3]。也正是由于打气泵的这种结构和工作原理，给打气泵工作过程带来很多NVH问题。

文中针对某轻卡气刹车型怠速工况下打气泵在泵气过程出现的整车抖动问题进行实验诊断，对可能存在的原因进行排查分析，得到该车型打气泵抖动的根本原因，总结打气泵抖动的主要排查方法，最后结合分析结果对打气泵参数进行优化设计，解决该打气泵引起的整车抖动问题。

1 打气泵抖动概述

1.1 打气泵相关参数介绍

打气泵相关参数见表1。

表1 打气泵相关参数

1.2 问题描述

某轻卡气刹车型在怠速工况下打气泵泵气过程中主观驾驶性评价整车出现明显的低频抖动，座椅抖动尤其明显，但发动机转速上升后抖动会明显减小。客观测试座椅导轨振动发现，座椅导轨振动自功率谱曲线存在一个9.65 Hz的峰值，且该峰值比发动机怠速点火阶次振动大1倍，如下图1所示。

图1 座椅导轨Z向振动曲线

打气泵激励频率和发动机点火频率计算公式如下

式中：fe代表发动机点火频率，ne代表发动机转速；order代表发动机阶次［4］，四缸机一般为0.5阶、1阶、2阶、4阶、6阶，低频以0.5阶、1阶和2阶振动能量较大；fd代表打气泵1阶激励频率，δ代表打气泵与发动机曲轴的速比。

结合打气泵参数表1、频率计算式（1）和式（2）分析得出，发动机0.5 阶激励频率为6.25 Hz，1 阶激励频率为12.5 Hz，而2 阶点火激励频率fe为25 Hz，打气泵激励频率fd为9.65 Hz。打气泵激励频率在座椅上的响应比发动机2阶点火激励频率在座椅上的响应大了将近1倍。

2 实验分析诊断

2.1 抖动分析流程

根据结构引起低频NVH问题分析中常用的“源头-传递路径-响应”分析理论［5］，对可能引起打气泵抖动的原因制定如下分析流程，运用西门子LMS Test.Lab测试分析系统对其进行一一分析。打气泵抖动原因分析流程如图2所示。

图2 打气泵抖动原因分析流程图

图2中源头分析主要包含打气泵激励和发动机激励的对比，确定激励源头及振动大小；传递路径分析主要包括4个方面：动力总成刚体模态分析、悬架系统模态分析、动力总成悬置隔振分析和车身悬置隔振分析；在响应分析部分主要分析驾驶室模态和驾驶室是否存在受迫振动。下文根据以上思路进行逐一分析和排查。

2.2 源头分析

针对源头激励的问题，运用LMS Test.Lab软件中Signature testing模块对发动机和打气泵本体振动进行数据采集和分析。图3为打气泵测点，图4为该点的振动加速度曲线。

图3 打气泵振动测点

图4 打气泵Z向振动曲线

图4中打气泵本体振动曲线显示打气泵激励为0.07 g，而发动机2 阶激励幅值为0.4 g，因此可断定打气泵源头激励主要为发动机2 阶，其次为其本身贡献。

结合图1的座椅振动曲线可知，打气泵振动在座椅导轨上的响应是发动机2阶激励在座椅导轨上响应的2 倍左右，由此可断定路径上可能存在共振或隔振不足等问题。

2.3 传递路径分析

2.3.1 动力总成悬置隔振分析

根据源头分析结果，运用LMS Test.Lab软件中Signature testing模块对动力总成悬置系统进行隔振测试分析。将振动传感器布置在3个悬置的主动端与被动端，并对这些测点的振动信号进行采集。

图5至图7是发动机左右悬置和变速箱悬置X、Y、Z3个方向的隔振曲线，为方便数据分析，将振动值以dB的形式表示，下文隔振曲线中实线表示主动端振动，虚线表示被动端振动。

图5 发动机左悬置隔振曲线

图6 发动机右悬置隔振曲线

图7 变速箱悬置隔振曲线

从上述3 点悬置隔振曲线中不难发现，变速箱悬置在9.65 Hz处Z向隔振仅仅3 dB左右，其他悬置的隔振均能达到20 dB以上（对应振动衰减90%）［6］的要求，但在发动机2 阶的隔振满足20 dB 的要求。该处有可能存在动力总成刚体模态共振风险。

2.3.2 车身悬置隔振分析

根据上述分析发现变速箱悬置不达标，该振动传递至车架，通过车架传递到车身。该悬置的车架端上方的安装点恰好与后排车身悬置安装点相距较近，因此重点分析此处车身悬置的隔振性能。

图8至图9的车身悬置Z向隔振曲线显示9.65 Hz附近的隔振在25%～35%左右，这种隔振性能对卡车车身悬置而言属于一般设计水平。结合动力总成悬置隔振曲线分析，驾驶室受迫振动或驾驶室模态共振的可能性较大。

图8 车身后排左侧悬置Z向隔振曲线

2.3.3 模态测试分析

运用CAE 仿真分析方法，根据动力总成的质量、质心、转动惯量以及悬置衬套的刚度参数，在Hypermesh中建立动力总成刚体仿真模型［7］，约束悬置衬套的被动侧。并利用MSC Nastran软件计算动力总成刚体模态频率。

图9 车身后排右侧悬置Z向隔振曲线

如图10所示，动力总成绕Y轴旋转刚体模态频率为9.73 Hz，与打气泵激励频率9.65 Hz非常接近。

图10 动力总成绕Y轴旋转模态CAE分析结果

为了进一步验证上述动力总成刚体模态结果的准确性，运用LMS Test.Lab 中Spectral testing 模块，建立动力总成、车架及悬挂系统和驾驶室的实验模型，采用多输入多输出法［8］对其进行模态测试，并运用PolyMax Modal Analysis分析模块计算整个系统0～30 Hz范围内的模态振型。图11和图12分别是激振器安装位置及实验模型图。

图11 激振器安装位置

图12 整车实验模型

测试结果如图13和图14所示，动力总成系统综合频响函数显示9.6 Hz 附近存在一个明显峰值，通过模态分析发现该振型是动力总成的典型刚体模态：绕Y轴旋转模态，振幅最大点在变速箱与后传动轴连接处附近。仿真结果与试验测试结果仅相差0.13 Hz，且模态振型一致。

图13 动力总成综合频响函数曲线

图14 动力总成绕Y轴旋转模态振型

其他系统模态振型描述如表2所示。

表2 整车状态各系统模态频率分布

根据本小节分析结果可得：打气泵抖动的根本原因是打气泵工作时的激励频率与动力总成刚体模态耦合共振，使得振幅最大处的变速箱悬置隔振变差，导致驾驶室的强迫振动。

3 优化方案研究

根据客观测试与仿真分析可得，动力总成刚体模态与打气泵1阶激励频率耦合是导致怠速抖动的根本原因。采用如下途径可以进行优化：

(1)降低变速箱悬置橡胶的刚度，提升其隔振性能；

(2)降低后排车身悬置橡胶的刚度，提升其隔振性能；

(3)改变打气泵速比，将打气泵激励频率与动力总成刚体模态分离1 Hz以上。

上述3 条优化途径中，降低变速箱悬置的刚度有可能会将其他的刚体模态移频至9.6 Hz，且降刚度影响耐久可靠性，增加开发周期；而降低车身悬置刚度，隔振性能提升也很有限，治标不治本。因此改变打气泵速比，改变激励源是最直接最有效的方案。

根据表2中整车模态频率分布表结果发现，若将打气泵激励频率设定10 Hz～12 Hz 范围内，则与该车型中的低频模态分离达到1 Hz 以上。通过皮带轮选型和式（2）计算，当打气泵速比调整到0.887时，打气泵激励频率由9.65 Hz 提升至11.08 Hz，打气泵1 阶激励频率提升了1.5 Hz 左右，与动力总成绕Y轴旋转刚体模态频率分离1 Hz以上。

打气泵抖动优化方案的效果对比如图15和16所示。

图15 优化后变速箱悬置Z向隔振曲线

图16 座椅导轨Z向振动曲线优化效果对比

打气泵速比由0.772 改为0.887 后，变速箱悬置Z向隔振性能由3 dB提升到12 dB，且座椅导轨振动由0.02 g降低到0.0031 g，主观驾驶评价性抖动基本消失，达到接受水平。

4 结语

对某气刹轻卡怠速工况下打气泵工作时的整车抖动问题，运用“源头-传递路径-响应”分析理论，建立打气泵抖动原因分析流程，通过实验对可能存在原因进行诊断分析，通过打气泵源头振动分析、动力总成悬置隔振分析、车身悬置隔振分析、CAE模态仿真分析和整车下动力总成、悬挂系统、车架及车身系统模态实验分析，最终锁定了打气泵抖动的根本原因，并提出了成本低、周期短的可实施性方案，彻底解决了打气泵工作引起整车抖动的问题，对此类车型旋转机械的NVH 优化具有重要的借鉴和参考意义。