MT车型换挡杆振动试验研究与仿真分析

黄超华，陈志远，田子龙，陈寒霜，马安康

(广州汽车集团股份有限公司 汽车工程研究院，广州511434)

近年来，随着汽车工业的迅猛发展及消费者对汽车性能要求的提高，汽车的NVH问题日益收到关注，各大汽车厂商在整车开发中对NVH性能改善的投入也越来越多。其中，对于MT车型，驾驶员使用换挡杆的频率较高，换挡杆的振动大小直接影响了车辆驾驶品质的优劣。据调查，市场上大部分MT车型在加速过程中，换挡杆均存在不同程度的“颤抖”现象。因此，研究换挡杆的振动机理，建立换挡杆振动的控制方法，对改善MT车型的NVH 性能表现具有重要意义。

基于MT 车型换挡杆振动问题，业内有很多研发人员对其进行了研究及优化，大体分为三类研究方向：一、通过控制变速器内部结构精度，减小由于内部间隙干涉而造成的换挡杆振动，如同步器与齿轮间隙、换挡拨叉与齿套间隙、拨块与拨头间隙等[1–2]；二、分析整个激励源-换挡杆支架的传递路径，对其隔振薄弱处进行隔振，如降低压紧弹簧刚度、降低橡胶衬套硬度等[3]；三、针对振动传递路径中相对薄弱的部件，如换挡杆支架、换挡摇臂支架等，对其进行加强优化[4–5]。本文针对该问题，尝试从变速器换挡机构本体及传递路径两方面展开研究。

本文针对某MT车型的三、四挡加速过程中，在发动机转速1 800 r/min、2 400 r/min附近出现的换挡杆振动问题，从振动特征和振动幅值大小两方面入手，对其产生机理进行分析。结合主观评价和客观测试，对换挡杆振动进行综合评估。在激励源和传递路径优化两方面提出了换挡杆振动的控制方法和标准，通过对变速器换挡机构优化、换挡拉锁隔振优化，提升MT 车型的换挡杆振动水平，并通过主、客观评价对减振方案有效性进行验证。

1 换挡操纵系统概述

本文分析研究的MT 车型，其换挡操纵系统如图1所示，主要包含变速器、换挡机构、换挡配重、换挡摇臂、换挡拉索、换挡杆底座、换挡杆等部件。与通常意义上的前置前驱MT车型布置相同。

图1 换挡操纵系统示意图

2 测试设备及方法

整车换挡杆振动测试所用仪器包括LMSSCM205 型数据采集系统前端、B&K4524B 型三向加速度计、便携式计算机等。振动传感器布置在变速器换挡机构的换挡配重、选挡摇臂、换挡摇臂，如图2所示；车内换挡杆如图3所示。同时通过CAN 总线采集发动机转速、发动机扭矩数据作为参考。

图2 换挡配重、换挡摇臂、选档摇臂测点

图3 换挡杆测点

3 换挡杆振动机理分析

为分析加速换挡杆振动的产生机理，对三挡模式进行加速测试（三挡工况下，该问题较明显），转速范围为1 000 r/min～4 000 r/min，主要关注点为变速器换挡机构，换挡摇臂、选档摇臂、换挡杆的三向振动幅值。根据客观测试及主观评价结果，显示在转速1 800 r/min左右、2 400 r/min左右，换挡杆出现明显振动。同时客观数据显示在换挡机构的换挡配重、换挡摇臂以及换挡杆在同样转速区间出现相应振动峰值，如图4所示。

图4 换挡机构、换挡摇臂、换挡杆振动测试结果

根据图4所示的测试结果，怀疑在变速器换挡机构处，或者车内换挡杆处存在相应的局部模态，在转速经过该模态区间时，振动被激励起来。同时振动通过换挡机构的换挡配重传递至换挡摇臂，再通过换挡拉锁将振动传递至换挡杆；或者振动反向从换挡杆通过换挡拉锁传递至换挡机构。

为了确认在变速器换挡机构、车内换挡杆两处是否存在相应的局部模态，对变速器换挡机构（包含原换挡机构、换挡摇臂、换挡配重等）、换挡杆（包括换挡手柄、换挡杆、换挡杆底座等）进行CAE建模分析，运用HyperMesh 进行前后处理，再用Nastran 进行分析计算，得到变速器换挡机构、车内换挡杆操纵机构的模态计算结果，如表1中所示。

从表1结果可以得出，换挡杆操纵机构模态较低，与问题相关性不大。但是变速器换挡机构存在Y方向120 Hz、X/Z方向160 Hz 弹性体模态，与发动机4 阶在1 800 r/min、2 400 r/min 左右的频率相对应，其分析结果如图5（Y向）、图6（X/Z向）所示。

图5 换挡机构Y向弹性体模态

图6 换挡机构X/Z向弹性体模态

表1 换挡机构、换挡杆操纵机构模态计算结果

综合以上客观测试及CAE分析结果，推断换挡杆振动产生机理，如图7所示，主要包括激励源和传递路径。激励源方面需要对变速器换挡机构弹性体模态进行优化，至于传递路径，则需要进行换挡拉锁隔振优化。

图7 换挡杆振动产生机理

4 方案优化设计

4.1 整体优化思路

换挡杆振动控制方法，主要包括变速器换挡机构弹性体模态控制和换挡拉锁隔振控制，其整体控制流程如图8所示。

图8 换挡杆振动控制流程

换挡杆处的振动总值是直观反映换挡杆振动水平的指标，也是换挡杆振动需要控制的最终指标。振动总值（Root of squares sum，RSS）的物理意义为某一测点3个方向振动能量的总和，其计算公式为

式（1）中：R为振动总值；Sx、Sy、Sz分别为X、Y、Z向的振动有效值。

4.2 激励源控制

针对变速器换挡机构120 Hz、160 Hz 弹性体模态问题，根据CAE 变形能结果，主要针对变速器换挡机构芯轴、换挡配重进行优化。优化方案及其模态计算结果，如表2所示。

表2 优化方案及模态结果

同时，对各方案的换挡拨叉→换挡配重的振动传递函数（VTF）进行分析，其结果如图9（a）至图9（c）所示。由方案1、方案2分析结果可知，换挡机构芯轴轴径改变对120 Hz、160 Hz模态有影响，轴径越粗，模态越高，而对VTF幅值基本无影响；由方案3、方案4分析结果可知，减小换挡配重质量，模态提升明显，能有效避开问题频率，但VTF 幅值也随之上升。但方案3 量产可行性最大，同时对换挡吸入感影响最小，拟做为主要优化方案实施。

图9 换挡拨叉→换挡配重振动传递函数分析结果

4.3 换挡拉索优化

换挡杆振动主要由换挡机构通过换挡拉锁，传递至车内换挡杆。其中换挡拉锁的隔振能力主要受拉锁曲率半径大小（如图10 所示）以及换挡拉锁锁芯与拉锁套管的间隙大小、拉锁球头橡胶特性等因素影响。

图10 换挡拉索曲率半径

因此，换挡拉锁隔振优化主要通过以下3 方面实施：一、在满足曲率半径布置要求的前提下，把换挡拉锁曲率半径做到最小，增大换挡拉锁锁芯与拉锁套管的摩擦力，减弱振动传递。二、换挡拉索球头增开月牙槽，如图11 所示，以降低换挡机构传递至换挡杆的振动量值。三、换挡拉索增加阻尼，通过在换挡拉锁锁芯与拉锁套管间加注不可挥发的油脂实现。

图11 换挡拉索球头开月牙槽

5 方案验证

5.1 客观测试

为验证上述优化方案的有效性，对优化设计后的车辆进行客观测试。优化前、后车内换挡杆振动结果对比如图12 所示。优化后车内换挡杆对应的1 800 r/min、2 400 r/min的振动幅值从6 m/s²、4 m/s²均降低至1 m/s²左右，换挡杆振动水平降低了70%～80%，优化方案效果显著。

图12 换挡杆振动优化前后测试结果对比

5.2 主观评价

为了验证主观感受的提升效果，组织主观评价工作。主观评价小组人员由行业内技术专家和NVH专业工程师构成，共计7人，去除最低分和最高分后，对中间5 组评分进行统计，优化前、后车辆主观评价得分结果如表3所示，优化后主观评价得分提升至7.3分，相比原状态5.3分，提升2分。

表3 改善效果主观评价表

6 结语

本文通过对MT车型换挡杆振动问题进行客观测试锁定问题点，然后通过研究明确了换挡杆振动的产生机理，从激励源控制和传递路径控制两方面提出了MT车型换挡杆振动的控制流程。经过优化设计验证，车内换挡杆处振动幅值降低了70 %～80%，主观评价得分提升了2分，换挡杆振动水平得到显著改善，确认了优化方案的有效性，对其他相关性问题具有重要实际参考意义。