某重型商用车行驶抖动控制研究

徐寅生，岳涛

（安徽江淮汽车集团股份有限公司，安徽 合肥 230601）

前言

商用车客户群体趋向年轻化，正在从基本需求，向追求更高的驾驶舒适性转变；产品NVH性能作为最直观的感受，直接关系产品的市场竞争力。

商用车 NVH性能包括整车振动及噪声、模态匹配等，较乘用车并不全面，测试工况及控制指标、目标方面，不够完善，甚至缺失；例如某重型商用车，怠速振动优于竞品车；而满载加速工况下，特定档位、车速下，振动出现突增，主观评价无法接受，客户对此多次抱怨，影响市场竞争力。

1 问题研究

问题主要集中在满载，5至8四个档位加速过程中，发动机转速1000～1600rpm之间，驾驶室纵向及垂向振动突增，主驾座椅导轨振幅达0.37g。

商用车座椅导轨振动曲线趋势平缓，振幅不超过0.1g时，不会引起驾乘人员的抱怨，因此，将整车振动指标锁定在主驾座椅导轨振动加速度，首先，加速工况下，导轨振动曲线趋势平缓，无明显突增峰值；其次，振幅不超过0.1g。

1.1 整车振动实测

对整车振动进行测试，车内测点为主驾座椅导轨，底盘测点为动力总成悬置、传动轴吊挂支架、后桥，导轨振动曲线如图1所示：

提取图1信息，见表1：

图1 座椅导轨振动响应曲线

表1 座椅导轨振动峰值

各档位在加速过程中，均出现较大峰值，且对应转速各不相同，峰值均超过0.1g。

1.2 传递路径分析

以7档为例，传动轴吊挂支架及后桥两处峰值转速、频率与座椅导轨一致；判断主要传递路径有两条：

（1）传动轴吊挂支架—车架—驾驶室悬置—座椅导轨

图2 传动轴吊挂支架振动曲线

图1中7档振动峰值转速为1120rpm，对应激励频率为37.3Hz，振动方向为X向；与图2蓝色曲线峰值转速（1120rpm）及振动方向（X向）一致，判断该处为振动传递的主要路径之一。

（2）后桥—车架—驾驶室悬置—座椅导轨

图3 后桥振动曲线

同理，后桥振动峰值转速与图1一致，该处也是振动传递的主要路径之一。

动力总成悬置端振动没有明显的振动峰值，该点不是振动传递的主要路径，在此不做赘述。

综上，行驶抖动激励频率为30～60Hz，振动主要经后桥、传动轴中间支撑两处传递至车内，振动主要由传动系振动引起。

1.3 传动系实测

车内振动主要由传动系引起，而传动轴、后桥弯曲模态频率不会随档位变化而改变，与问题情况不符；而传动系扭振，各档位扭转刚度、转动惯量均不同，固有频率会随着档位的不同而变化，初步判断该问题由传动系扭振所致。

对传动系进行扭振测试，于动力总成飞轮端（E/G）、变速箱输入端（T/M）以及传动轴末端（shaft）布置测点，如图4；

问题工况下，测试信号如图5所示；

图5 飞轮与变速器端转速波动

各档位变速箱端转速波动较大，不同转速下存在峰值，与飞轮端角速度波动趋势不一致，波动量较大，最大达 3.4°，远高于飞轮端，判断该处发生扭转共振。

变速器及传动轴末端转速波动趋势基本一致（如图6），该段未发生扭转共振。

通过传动系扭振测试，座椅导轨振动峰值转速，传动轴吊挂支架、后桥振动峰值转速，传动系扭振峰值转速，全部一致，判断激励源由飞轮端与变速器输入轴端发生扭转共振引起。

图6 变速器与传动轴端转速波动

2 整车振动优化

该问题中，激励源是传动系扭振，传递路径点主要是传动轴吊挂及后桥。优化主要从激励源和传动路径两个方面进行[1]。

2.1 振源优化

扭振是关于传动系激励频率对固有频率影响程度的计算，反映系统是否存在共振，与各部件转动惯量和扭转刚度有关[2]。

2.1.1 方案研讨

优化扭转刚度、转动惯量方案有：

（1）双质量飞轮；提高变速器转动惯量，运用减振弹簧降低冲击与波动。该方案变动大，成本高，短期内无法实现。

（2）离合器；目前匹配二级减振离合器，其一，对扭转刚度重新匹配；其二，采用三级减振；二级减振结构简单，设计参数易于优化。

（3）动力吸振器；降低振幅，改变局部转动惯量。单个动力吸振器只能针对一个频率进行优化，对于行驶抖动工况，并不适用。

综上所述，目前离合器扭转刚度可调整，优化固有频率，通过避频，衰减振源，方案变动小，成本低，优化时间短。

2.1.2 离合器优化设计

离合器刚度对扭振峰值有明显的移频特性，刚度降低，共振转速降低[3]，如图7：

图7 离合器刚度对扭振的影响

目前离合器参数如表2所示：

表2 离合器参数

发动机外特性曲线如图8：

图8 外特性曲线

发动机最大扭矩为 740N.m，考虑 10%的扭矩波动；离合器后备系数为2，二级刚度为211N.m/°，则最大扭矩容量=740×（1+10%）×2=1628 N.m，离合器二级扭转角度=1628/211=7.72°，二级扭转角度仅为7.72°，不利于缓冲。

降低二级扭转刚度，如表3：

表3 离合器优化方案设计参数

根据上表，制作优化方案并验证，图9为最优方案（方案4）实测数据。

图9 各档位导轨振动曲线

改善前后振幅如表4所示：

表4 导轨振动改善对比

方案4导轨振幅改善明显，且曲线无较大振动突增峰值，主观可接受，行驶抖动现象基本消除。

2.2 传递路径优化

提高传递路径隔振，降低车内响应。

2.2.1 方案研讨

（1）优化主要路径；针对传动轴吊挂软垫、板簧，降低刚度，提高隔振；但传动轴弯曲模态频率降低，增加弯曲模态共振风险；且板簧承载力下降，变更相对较多。

（2）优化路径必经点隔振；驾驶室悬置隔振性能提高，各路径隔振均提高；降低驾驶室前悬置软垫刚度，提高后悬置阻尼[4]。

综上所述，优化传递路径必经点隔振，变动较小，易于实现。

2.2.2 驾驶室悬置优化设计

驾驶室悬置采用前软垫橡胶、后减震器+弹簧的组合；降低前悬置软垫各向刚度，提高后减震器阻尼，振动曲线如图10：

图10 优化方案导轨振动曲线

对比导轨振动幅值，如表5：

表5 导轨振动幅值

导轨振动幅值改善明显，某些档位工况高于振源优化方案；但振动曲线仍存在较大突增峰值，主观可感知，行驶抖动现象并未消除。

2.3 小结

两种优化方法对导轨振幅都有改进作用，区别在于：

（1）振源优化，改善传动系扭转固有频率，避免系统共振带来的振动及噪声等问题，消除了行驶抖动，振幅基本达到目标值要求。

（2）传递路径优化，提高隔振率，降低响应峰值；但共振仍存在，振动突增现象可感知，未从根本上解决行驶抖动。

在导轨振动目标提出更高要求时，两种方案同步应用，进一步提高产品振动性能。

3 总结

本文对某重型商用车满载工况下，不同档位加速行驶至特定车速或转速时，车身存在明显的振动突增的问题进行研究；

（1）振动主要通过后桥及传动轴吊挂支架传递至车内，激励频率为30～60Hz之间。

（2）明确问题是由传动系扭振引起；优化离合器扭转刚度及阻尼，将离合器角速度波动控制在1.5°以内，降低扭振。

（3）两种方案对导轨各向振幅降低明显；振源衰减方案消除了行驶抖动现象。

通过该问题的研究，对今后商用车整车振动性能开发有一定的指导作用；

（1）响应点振幅及曲线变化趋势需要同步管控。

（2）离合器性能开发需要结合传动系扭转固有频率，避免共振。

（3）该问题亦可运用仿真手段，横向对比验证方案，提高优化效率，降低成本。