某重型商用車行駛抖動控制研究

徐寅生，岳濤

（安徽江淮汽車集團股份有限公司，安徽 合肥 230601）

前言

商用車客戶群體趨向年輕化，正在從基本需求，向追求更高的駕駛舒適性轉變；產品NVH性能作為最直觀的感受，直接關系產品的市場競爭力。

商用車 NVH性能包括整車振動及噪聲、模態(tài)匹配等，較乘用車并不全面，測試工況及控制指標、目標方面，不夠完善，甚至缺失；例如某重型商用車，怠速振動優(yōu)于競品車；而滿載加速工況下，特定檔位、車速下，振動出現(xiàn)突增，主觀評價無法接受，客戶對此多次抱怨，影響市場競爭力。

1 問題研究

問題主要集中在滿載，5至8四個檔位加速過程中，發(fā)動機轉速1000～1600rpm之間，駕駛室縱向及垂向振動突增，主駕座椅導軌振幅達0.37g。

商用車座椅導軌振動曲線趨勢平緩，振幅不超過0.1g時，不會引起駕乘人員的抱怨，因此，將整車振動指標鎖定在主駕座椅導軌振動加速度，首先，加速工況下，導軌振動曲線趨勢平緩，無明顯突增峰值；其次，振幅不超過0.1g。

1.1 整車振動實測

對整車振動進行測試，車內測點為主駕座椅導軌，底盤測點為動力總成懸置、傳動軸吊掛支架、后橋，導軌振動曲線如圖1所示：

提取圖1信息，見表1：

圖1 座椅導軌振動響應曲線

表1 座椅導軌振動峰值

各檔位在加速過程中，均出現(xiàn)較大峰值，且對應轉速各不相同，峰值均超過0.1g。

1.2 傳遞路徑分析

以7檔為例，傳動軸吊掛支架及后橋兩處峰值轉速、頻率與座椅導軌一致；判斷主要傳遞路徑有兩條：

（1）傳動軸吊掛支架—車架—駕駛室懸置—座椅導軌

圖2 傳動軸吊掛支架振動曲線

圖1中7檔振動峰值轉速為1120rpm，對應激勵頻率為37.3Hz，振動方向為X向；與圖2藍色曲線峰值轉速（1120rpm）及振動方向（X向）一致，判斷該處為振動傳遞的主要路徑之一。

（2）后橋—車架—駕駛室懸置—座椅導軌

圖3 后橋振動曲線

同理，后橋振動峰值轉速與圖1一致，該處也是振動傳遞的主要路徑之一。

動力總成懸置端振動沒有明顯的振動峰值，該點不是振動傳遞的主要路徑，在此不做贅述。

綜上，行駛抖動激勵頻率為30～60Hz，振動主要經后橋、傳動軸中間支撐兩處傳遞至車內，振動主要由傳動系振動引起。

1.3 傳動系實測

車內振動主要由傳動系引起，而傳動軸、后橋彎曲模態(tài)頻率不會隨檔位變化而改變，與問題情況不符；而傳動系扭振，各檔位扭轉剛度、轉動慣量均不同，固有頻率會隨著檔位的不同而變化，初步判斷該問題由傳動系扭振所致。

對傳動系進行扭振測試，于動力總成飛輪端（E/G）、變速箱輸入端（T/M）以及傳動軸末端（shaft）布置測點，如圖4；

問題工況下，測試信號如圖5所示；

圖5 飛輪與變速器端轉速波動

各檔位變速箱端轉速波動較大，不同轉速下存在峰值，與飛輪端角速度波動趨勢不一致，波動量較大，最大達 3.4°，遠高于飛輪端，判斷該處發(fā)生扭轉共振。

變速器及傳動軸末端轉速波動趨勢基本一致（如圖6），該段未發(fā)生扭轉共振。

通過傳動系扭振測試，座椅導軌振動峰值轉速，傳動軸吊掛支架、后橋振動峰值轉速，傳動系扭振峰值轉速，全部一致，判斷激勵源由飛輪端與變速器輸入軸端發(fā)生扭轉共振引起。

圖6 變速器與傳動軸端轉速波動

2 整車振動優(yōu)化

該問題中，激勵源是傳動系扭振，傳遞路徑點主要是傳動軸吊掛及后橋。優(yōu)化主要從激勵源和傳動路徑兩個方面進行[1]。

2.1 振源優(yōu)化

扭振是關于傳動系激勵頻率對固有頻率影響程度的計算，反映系統(tǒng)是否存在共振，與各部件轉動慣量和扭轉剛度有關[2]。

2.1.1 方案研討

優(yōu)化扭轉剛度、轉動慣量方案有：

（1）雙質量飛輪；提高變速器轉動慣量，運用減振彈簧降低沖擊與波動。該方案變動大，成本高，短期內無法實現(xiàn)。

（2）離合器；目前匹配二級減振離合器，其一，對扭轉剛度重新匹配；其二，采用三級減振；二級減振結構簡單，設計參數易于優(yōu)化。

（3）動力吸振器；降低振幅，改變局部轉動慣量。單個動力吸振器只能針對一個頻率進行優(yōu)化，對于行駛抖動工況，并不適用。

綜上所述，目前離合器扭轉剛度可調整，優(yōu)化固有頻率，通過避頻，衰減振源，方案變動小，成本低，優(yōu)化時間短。

2.1.2 離合器優(yōu)化設計

離合器剛度對扭振峰值有明顯的移頻特性，剛度降低，共振轉速降低[3]，如圖7：

圖7 離合器剛度對扭振的影響

目前離合器參數如表2所示：

表2 離合器參數

發(fā)動機外特性曲線如圖8：

圖8 外特性曲線

發(fā)動機最大扭矩為 740N.m，考慮 10%的扭矩波動；離合器后備系數為2，二級剛度為211N.m/°，則最大扭矩容量=740×（1+10%）×2=1628 N.m，離合器二級扭轉角度=1628/211=7.72°，二級扭轉角度僅為7.72°，不利于緩沖。

降低二級扭轉剛度，如表3：

表3 離合器優(yōu)化方案設計參數

根據上表，制作優(yōu)化方案并驗證，圖9為最優(yōu)方案（方案4）實測數據。

圖9 各檔位導軌振動曲線

改善前后振幅如表4所示：

表4 導軌振動改善對比

方案4導軌振幅改善明顯，且曲線無較大振動突增峰值，主觀可接受，行駛抖動現(xiàn)象基本消除。

2.2 傳遞路徑優(yōu)化

提高傳遞路徑隔振，降低車內響應。

2.2.1 方案研討

（1）優(yōu)化主要路徑；針對傳動軸吊掛軟墊、板簧，降低剛度，提高隔振；但傳動軸彎曲模態(tài)頻率降低，增加彎曲模態(tài)共振風險；且板簧承載力下降，變更相對較多。

（2）優(yōu)化路徑必經點隔振；駕駛室懸置隔振性能提高，各路徑隔振均提高；降低駕駛室前懸置軟墊剛度，提高后懸置阻尼[4]。

綜上所述，優(yōu)化傳遞路徑必經點隔振，變動較小，易于實現(xiàn)。

2.2.2 駕駛室懸置優(yōu)化設計

駕駛室懸置采用前軟墊橡膠、后減震器+彈簧的組合；降低前懸置軟墊各向剛度，提高后減震器阻尼，振動曲線如圖10：

圖10 優(yōu)化方案導軌振動曲線

對比導軌振動幅值，如表5：

表5 導軌振動幅值

導軌振動幅值改善明顯，某些檔位工況高于振源優(yōu)化方案；但振動曲線仍存在較大突增峰值，主觀可感知，行駛抖動現(xiàn)象并未消除。

2.3 小結

兩種優(yōu)化方法對導軌振幅都有改進作用，區(qū)別在于：

（1）振源優(yōu)化，改善傳動系扭轉固有頻率，避免系統(tǒng)共振帶來的振動及噪聲等問題，消除了行駛抖動，振幅基本達到目標值要求。

（2）傳遞路徑優(yōu)化，提高隔振率，降低響應峰值；但共振仍存在，振動突增現(xiàn)象可感知，未從根本上解決行駛抖動。

在導軌振動目標提出更高要求時，兩種方案同步應用，進一步提高產品振動性能。

3 總結

本文對某重型商用車滿載工況下，不同檔位加速行駛至特定車速或轉速時，車身存在明顯的振動突增的問題進行研究；

（1）振動主要通過后橋及傳動軸吊掛支架傳遞至車內，激勵頻率為30～60Hz之間。

（2）明確問題是由傳動系扭振引起；優(yōu)化離合器扭轉剛度及阻尼，將離合器角速度波動控制在1.5°以內，降低扭振。

（3）兩種方案對導軌各向振幅降低明顯；振源衰減方案消除了行駛抖動現(xiàn)象。

通過該問題的研究，對今后商用車整車振動性能開發(fā)有一定的指導作用；

（1）響應點振幅及曲線變化趨勢需要同步管控。

（2）離合器性能開發(fā)需要結合傳動系扭轉固有頻率，避免共振。

（3）該問題亦可運用仿真手段，橫向對比驗證方案，提高優(yōu)化效率，降低成本。