葉松奎

（廈門金龍聯(lián)合汽車工業(yè)有限公司，福建廈門　361023）

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傳遞路徑分析法在方向盤振動分析中的應用

葉松奎

（廈門金龍聯(lián)合汽車工業(yè)有限公司，福建廈門361023）

摘要：基于HyperWorks的NVHD模塊，建立客車整車的NVH分析模型，通過動力學方法計算發(fā)動機怠速激勵，通過整車有限元模型進行方向盤振動的頻率響應分析。應用傳遞路徑分析法，識別影響方向盤振動的關鍵傳遞路徑，為制定合理有效的減振方案提供指導方向。優(yōu)化后方向盤的振動加速度峰值由0.61 m/s2減小至0.38 m/s2，效果顯著。

關鍵詞：傳遞路徑分析；方向盤；振動；怠速激勵

鑒于某型客車在開發(fā)過程中，由發(fā)動機怠速引起的方向盤振動較為劇烈的問題，嚴重影響了客戶對該車的評價，本文提出傳遞路徑分析法在解決該類問題中的應用。為模擬實際工況，首先根據(jù)發(fā)動機動力學計算發(fā)動機怠速激勵，然后進行頻率響應分析，最后應用傳遞路徑分析法對方向盤的振動問題進行診斷分析，從而確定具體原因，進行有針對性的改進。

1　方向盤振動傳遞路徑及發(fā)動機激勵分析

1.1方向盤振動傳遞路徑分析

汽車振動噪聲的各種診斷分析方法中，傳遞路徑分析（TPA，Transfer Path Analysis）是一種可將試驗測試數(shù)據(jù)與仿真分析相結合地分析車內噪聲振動的有效方法[1-2]。應用TPA技術可以得到被測系統(tǒng)的詳細信息，在國外汽車工業(yè)中已成為一個標準的噪聲振動問題的診斷分析方法。它能夠識別出噪聲振動傳遞的主要路徑和次要路徑，因此，對汽車NVH問題的改善更具有針對性。

傳遞路徑分析的核心思想是將機械振動系統(tǒng)簡化成“激勵源——路徑——響應點”[3]的分析模型，從而研究系統(tǒng)的傳遞特性。通過改變激勵源、傳遞路徑或者響應點三者中的一個或某幾個因素都可以達到改善振動問題的目的。

為有效降低振動，對各傳遞路徑進行預測和分析，通常采用矢量疊加的方法[4-5]。因此，傳遞路徑分析法也稱為矢量疊加法。傳遞路徑分析的目的是計算從激勵源到響應點的每條傳遞路徑的矢量貢獻。不同貢獻的矢量疊加，由于相位不同，有相互加強的，也有相互削弱的，最終的響應是矢量相干疊加的結果。傳遞路徑分析的意義在于尋找關鍵傳遞路徑，識別路徑上主要零部件的作用，并通過改變它們的性能參數(shù)來解決特定的噪聲振動問題。

發(fā)動機激勵通過不同的路徑，經(jīng)過衰減后傳遞到方向盤。將激勵力分成x、y、z三個方向的分量（下面分別用k=1，2，3表示），每個分量又對應著n條特定的傳遞路徑，那么，該激勵力分量和對應的某個傳遞路徑就產(chǎn)生方向盤的一個響應分量。以加速度a作為系統(tǒng)響應，那么，該加速度分量可以表示為式中：ank是加速度分量；Hnk（ω）是傳遞函數(shù)；Fnk（ω）是激勵力頻譜。

轉向系統(tǒng)受發(fā)動機激勵產(chǎn)生的加速度響應a可表示為

1.2發(fā)動機激勵分析

怠速工況下，整車振動的主要激勵表現(xiàn)為曲柄連桿機構旋轉運動產(chǎn)生的往復慣性力和慣性力矩，以及由往復慣性力和氣體爆炸壓力產(chǎn)生的傾覆力矩[7-8]。研究表明[9-12]，對于直列四缸柴油發(fā)動機，二次和四次的往復慣性力Fz、二次和四次的慣性力矩My、二次和四次往復慣性力及氣體爆發(fā)壓力產(chǎn)生的傾覆力矩Mx是發(fā)動機怠速時的主要激勵源。

1）往復慣性力的計算。根據(jù)動力學公式，二次及四次往復慣性激勵力Fz表達式：式中：A2=λ+1/4 λ3+15/128 λ5，A4=1/4 λ3+3/16 λ5；A2、A4分別為二次、四次往復慣性激勵力關于曲柄連桿比的系數(shù)；mj為活塞組質量，包括活塞、活塞環(huán)、活塞銷以及由雙質量系統(tǒng)代換得到的連桿小頭的質量；r為曲柄半徑；ω為曲柄角速度；λ為曲柄連桿比。

2）慣性力矩的計算。式中：Fz為往復慣性力；ey為發(fā)動機質心與第2、3缸中間位置的水平距離。

3）傾覆力矩Mx的計算。式中：Mxm為由往復慣性力產(chǎn)生的傾覆力矩；Mxg為由氣體爆發(fā)壓力產(chǎn)生的傾覆力矩；系數(shù)A2、A4的計算公式同式（3）；a2、a4、φ2、φ4分別為由氣體爆發(fā)壓力產(chǎn)生的傾覆力矩的傅里葉級數(shù)展開式二次、四次項的幅值和相位角；Mx為作用在活塞上的平均氣體力矩。

通過計算某型客車直列四缸四沖程柴油發(fā)動機怠速時的發(fā)動機激勵，其慣性力、慣性力矩及總傾覆力矩的幅頻特性及相頻特性曲線分別如圖1、圖2及圖3所示。

圖1　發(fā)動機怠速往復慣性力

圖3　發(fā)動機怠速總傾覆力矩

2　方向盤振動仿真分析及優(yōu)化

在試驗領域，運用傳統(tǒng)TPA方法進行噪聲振動的控制與研究時，需要拆卸發(fā)動機等主動系統(tǒng)，過程較為繁瑣復雜且載荷的識別和獲取較為困難，是制約傳統(tǒng)TPA法在試驗上應用的主要因素。然而在仿真領域，應用HyperWorks最新開發(fā)的NVHD模塊進行振動噪聲分析時，采用Auto TPA法[6]，過程簡單明了，是進行振動噪聲問題診斷與控制的一種有效方法。

2.1仿真計算及驗證

1.2節(jié)中計算出的發(fā)動機激勵經(jīng)4個懸置、傳動軸及排氣系統(tǒng)吊掛傳遞至車身，由車身傳遞至轉向系統(tǒng)安裝支架，再由轉向系統(tǒng)安裝支架傳遞至轉向系統(tǒng)管柱，最后經(jīng)轉向系統(tǒng)管柱傳遞至方向盤，有限元模型見圖4和圖5。因此，方向盤振動的仿真分析，在發(fā)動機的曲軸中心輸入以幅值和相位表示的正弦載荷激勵，通過頻率響應分析方法計算轉向方向盤管柱中心末端點的加速度響應，以此評價方向盤的振動水平。

圖4　轉向系統(tǒng)有限元模型

圖5　整車有限元模型

為驗證仿真計算結果的正確性，對方向盤振動進行了測試。測試結果與仿真計算結果的對比見圖7和表1，都取轉向系統(tǒng)管柱中心的加速度進行比較。

圖6　方向盤振動加速度測試

圖7　管柱中心振動加速度測試與仿真對比

表1　試驗測試與仿真分析結果對比

從表1可以看出，仿真與測試的加速度峰值誤差較大。主要是由于CAE的局限性，某些材料性能、部分系統(tǒng)模型及計算工況都難以準確模擬，從而導致仿真分析與試驗測試結果存在較大誤差，甚至很難直接進行對標。因此，仿真分析與試驗測試的誤差控制在20%以內是可以接受的。

測試結果顯示，Y向加速度在1階存在峰值，這是因為發(fā)動機工作時，存在不均勻燃燒，使得點火相位相差360°的兩個缸與其余兩缸之間存在微小的力矩差所造成的。但是由于很難獲取發(fā)動機實際工作時每個汽缸的p-φ圖，即難以獲得每個汽缸燃燒時產(chǎn)生的準確激勵，因此，仿真分析很難考慮這種因燃燒不均勻產(chǎn)生的激勵對噪聲振動的影響。

2.2基于NVHD的TPA分析

主觀評價[13]認為，方向盤的怠速振動偏大，不滿足要求。從測試結果可以看出，方向盤X向的振動加速度峰值0.51 m/s2大于預先設定的目標值（0.4 m/s2），需對X向的加速度響應進行優(yōu)化。從TPA理論可知，進行TPA分析時可以從原點動剛度、振動傳遞函數(shù)及懸置動剛度等多個因素對振動的影響進行系統(tǒng)分析。

利用NVHD進行Auto TPA分析時，要先創(chuàng)建Control Volume，基于Control Volume創(chuàng)建的PFPATH可以自動地創(chuàng)建傳遞路徑，然后計算機可以直接計算路徑上的載荷、傳遞函數(shù)以及接附點的導納。怠速工況TPA分析的Control Volume如圖8所示，發(fā)動機激勵經(jīng)發(fā)動機懸置、排氣吊掛及傳動軸等共18條路徑傳遞至車身。

圖8　傳遞路徑示意圖（Control Volume）

2.3 TPA分析后處理

怠速不開空調時，方向盤管柱中心的X向加速度頻譜如圖9所示。從圖中可以看出，合成加速度（傳遞路徑矢量疊加方法計算所得）與直接計算所得加速度的相頻特性曲線及幅頻特性曲線都吻合得較好，說明振動傳遞路徑的選擇沒有遺漏。

圖9　管柱中心X向加速度

圖10　為各傳遞路徑的貢獻量，從圖中可以看出，貢獻量排名前三的傳遞路徑分別是左后懸置Y、Z向及右后懸置Y向。

圖11為傳遞路徑矢量疊加，可以看出左后懸置Z向及右后懸置Y向的響應分量與總響應的向量夾角小于90°；而左后懸置Y向的響應分量與總響應的向量夾角大約是90°。因此，減小前兩條路徑的貢獻量對減小方向盤振動的效果較為明顯。

圖11　矢量疊加分析

圖12　路徑載荷

2.4優(yōu)化分析

綜上所述，為減小方向盤的振動，需要對后懸置的剛度及被動側懸置支架到轉向系統(tǒng)管柱中心的傳遞函數(shù)進行優(yōu)化設計。懸置優(yōu)化時，在滿足發(fā)動機剛體模態(tài)解耦及懸置對發(fā)動機限位功能的前提下，適當?shù)販p小懸置剛度，以降低傳遞至車身的載荷。減小懸置剛度，對提高懸置系統(tǒng)的隔振率、降低發(fā)動機的側傾模態(tài)頻率均有好處。傳遞函數(shù)優(yōu)化時，結合模態(tài)貢獻量，主要對轉向系統(tǒng)的支架結構進行優(yōu)化，保證模態(tài)頻率與發(fā)動機怠速2階激勵避開。優(yōu)化分析結果如圖13所示，仿真計算X向的振動加速度峰值由原來的0.61 m/s2減小至0.38 m/s2，滿足目標值要求（小于0.4 m/s2），同時Y及Z向的振動加速度峰值也得到不同程度的減小，成功降低了怠速時方向盤的振動水平。

圖13　優(yōu)化分析結果

3　結束語

1）計算發(fā)動機怠速激勵參數(shù)，為進行方向盤振動分析提供基礎。對于直列四缸四沖程柴油發(fā)動機，怠速時最主要的激勵是二階往復慣性力及二階、四階傾覆力矩。

2）傳遞路徑分析是一種快速有效的NVH問題診斷方法。借助該方法能夠快速準確地識別影響振動噪聲的主要傳遞路徑，為解決汽車NVH問題提供指導方向和依據(jù)?；赥PA方法進行優(yōu)化后，怠速時方向盤管柱中心X向的振動加速度峰值由原來的0.61 m/s2減小至0.38 m/s2，效果顯著。

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1）在相同電壓下，在電容的工作溫度范圍內，電容溫度每升高10℃，壽命減半。

2）電容在相同溫度下，隨著電壓的降低，電壓對電容壽命的影響度逐漸減小。

3）保持電容的溫度一致，不同的電流大小對電容壽命的影響可以忽略。

根據(jù)這三個因素對電容壽命的影響度，電容在使用過程中，在滿足功率需求的前提下，電容保持在相對較低的溫度和低電壓條件下，則可以適當?shù)匮娱L電容壽命。

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修改稿日期：2015-09-21

Application of Transfer Path Analysis Method to Steering Wheel Vibration Analysis

Ye Songkui
（Xiamen King Long United Automotive Industry Co., Ltd, Xiamen 361023, China）

Abstract：The coach NVH model is established based on HyperWorks NVHD module. The engine idle excitation is calculated according to dynamics theory, thereby the vibration frequency response of steering wheel is analyzed through vehicle FEM. In order towork out an effective scheme which guides toreduce vibration, transfer path analysis (TPA) is utilized to identify the key transfer pathof steering wheel vibration. After optimization, the acceleration peak ofsteeringwheel is reduced from0.61 m/s2to0.38m/s2. The effect is significant.

Key words:transfer path analysis；steeringwheel；vibration；idle excitation

中圖分類號：U463.46

文獻標志碼：B

文章編號：1006-3331（2016）01-0043-04

個人簡介：葉松奎（1984-），男，工程師；主要從事汽車噪聲振動控制相關研究工作。