趙衛(wèi)艷，谷雪松，高曉東

（陜西重型汽車有限公司汽車工程研究院，陜西 西安 710200）

重型卡車怠速方向盤抖動機理研究

趙衛(wèi)艷，谷雪松，高曉東

（陜西重型汽車有限公司汽車工程研究院，陜西 西安 710200）

為解決重型卡車方向盤怠速抖動問題，對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)振動特性進行測試，得出怠速時方向盤振動過大的原因是由于方向盤的固有頻率和發(fā)動機怠速時的主激勵頻率接近，引起共振。因此對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)方案進行改進，采用有限元分析方法對原方案和改進方案的模態(tài)進行仿真分析，驗證了方案的可行性。最后經(jīng)過實車驗證，抖動現(xiàn)象消失。

方向盤；怠速；抖動；共振；仿真分析

CLC NO.:U463.4Document Code:AArticle ID:1671-7988 (2017)06-155-03

前言

隨著車輛設計水平及人們對乘坐舒適性要求的不斷提高，對整車 NVH性能也提出越來越高的要求，因此在車輛開發(fā)過程中，要保證車輛的駕乘舒適性，必須在設計開發(fā)初期對車身、底盤等各個系統(tǒng)的 NVH特性進行匹配和研究，在此基礎上進行結構設計可以避免在車輛成型后為提升NVH性能而不得不進行的大成本調(diào)校。例如方向盤在怠速狀態(tài)下振動的大小就是是衡量振動特性的一個重要指標，怠速狀態(tài)下方向盤振動嚴重，不僅會影響駕駛員心情，還可能會影響到駕駛安全性能。如何保證發(fā)動機怠速工況下方向盤的振動特性滿足要求，避免方向盤振動過大而引起的不舒適，是轉(zhuǎn)向系統(tǒng)研發(fā)過程中必須考慮的問題。

怠速工況下，方向盤振動嚴重的源頭是發(fā)動機振動，一般引起方向盤振動的直接原因是：1.轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的固有頻率與發(fā)動機激振頻率接近發(fā)生共振；2.駕駛室本身的固有頻率與發(fā)動機激振頻率接近發(fā)生共振，駕駛室振動再通過轉(zhuǎn)向管柱引起方向盤振動；3.發(fā)動機懸置隔振率不滿足設計指標，甚至是負的隔振率；4.駕駛室懸置隔振率不滿足設計指標。

本文采用經(jīng)驗判斷、試驗和仿真相結合的方法，對方向盤的振動問題進行分析，找到方向盤振動過大的原因，并通過仿真分析對改進方案進行了虛擬驗證，最后實車驗證，解決了方向盤怠速抖動問題。

1、問題分析

該車輛怠速時方向盤抖動嚴重，提高發(fā)動機轉(zhuǎn)速后抖動消失。在方向盤12點位置（見圖1）布置三方向傳感器，在發(fā)動機怠速工況時測試得到布點位置三向加速度向量和為33.3m/s2（見表1），振動很大。

表1 加速度測試結果

根據(jù)經(jīng)驗初步判斷為轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的某階模態(tài)與發(fā)動機激振頻率發(fā)生共振，根據(jù)振動理論，共振時系統(tǒng)的振幅將急劇增加。方向盤、轉(zhuǎn)向管柱、管柱安裝處車身結構及相關支架共同組成一個系統(tǒng)，它們的整體模態(tài)特性決定了方向盤處振動的固有特性。

為避免改進的盲目性，首先通過簡化手段來改變轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的模態(tài)。模態(tài)是機械系統(tǒng)的固有振動特性，由系統(tǒng)的剛度和質(zhì)量矩陣決定，每一階模態(tài)具有特定的固有頻率和振型。因此通過簡化方法改變轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的剛度或質(zhì)量從而改變轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的模態(tài)，狀態(tài)一是在原狀態(tài)的基礎上，在方向盤上加了一個質(zhì)量塊，增大質(zhì)量，狀態(tài)二是斷開轉(zhuǎn)向管柱與車身上部連接的兩個螺母，減小剛度，目的都是為了減小轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的模態(tài)，經(jīng)過實車試驗發(fā)現(xiàn)怠速時的方向盤抖動問題消失了。狀態(tài)一和狀態(tài)二分別見圖2和圖3。經(jīng)過測試，兩種狀態(tài)振動加速度都減小，三向加速度向量和結果分別為9.5 m/s2和4.6 m/s2（見表1），狀態(tài)二方向盤振動幅值減小了86.2%。

圖1 方向盤傳感器安裝位置

圖2 狀態(tài)一

圖3 狀態(tài)二

圖4 12點位置傳遞函數(shù)

2、試驗測試

通過上述的簡單改進和試驗測試，可以看出轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的模態(tài)對振動的影響很大，因此對模態(tài)進行了測試。試驗采用的是一種快速、經(jīng)濟又簡單的錘擊法，儀器采用江蘇東華的32通道數(shù)據(jù)采集儀DH5920、單軸向加速度傳感器DH112和力錘。在進行轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)測試試驗時，采用力錘脈沖激勵作為主激勵，使用力錘錘擊方向盤，力信號經(jīng)電荷放大器送到信號分析系統(tǒng)，測試系統(tǒng)軟件對信號處理得到加速度對力的傳遞函數(shù)，通過對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的模態(tài)實驗分析可以得到方向盤的固有頻率和陣型圖。

對三種狀態(tài)進行分別錘擊，得到方向盤頻響特性圖，即加速度對力的基于頻域的傳遞函數(shù)，如圖 4，圖中縱軸為加速度對激勵力的傳遞函數(shù)，單位是g/N，其中g為9.8m/s2。從方向盤頻響特性圖可以看出，原狀態(tài)在27.7Hz時有一個峰值存在，而在減少螺母連接和加質(zhì)量塊后頻率27.7Hz對應的峰值消失。對原狀態(tài)的頻響特性圖曲線進行處理得到模態(tài)結果（見圖5），轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在27.7Hz存在一階模態(tài)，從模態(tài)振型可以看出，方向盤和管柱整體在前后方向上運動，方向盤和管柱本身起質(zhì)量作用，而管柱和駕駛室的連接起剛度作用。

發(fā)動機怠速時的激勵主要是二階往復慣性力，頻率與發(fā)動機的缸數(shù)和怠速轉(zhuǎn)速有關。發(fā)動機怠速時的激勵頻率計算公式是：

f=n60×z2

其中：n—發(fā)動機怠速轉(zhuǎn)速，r/min；z—發(fā)動機氣缸數(shù)。

該車型發(fā)動機怠速轉(zhuǎn)速為 800r/min，激勵頻率為26.67Hz。因此怠速時方向盤的異常振動由發(fā)動機激發(fā)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)27.7Hz的模態(tài)而引起的。

改進該問題可以通過以下方法進行：1.加強方向管柱與駕駛室本體連接部位的剛度，提升轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的該階模態(tài)頻率；2.減小或加大方向盤本身的質(zhì)量，改變該階模態(tài)頻率；3.降低發(fā)動機怠速轉(zhuǎn)速至700 r/min，避開方向盤模態(tài)頻率。由于發(fā)動機的怠速轉(zhuǎn)速是個范圍，小范圍調(diào)整無法避開轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的模態(tài)頻率，因此采用改變該轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的模態(tài)來解決此項問題。根據(jù)產(chǎn)品開發(fā)要求，采用第一種方法進行方案改進，即改變轉(zhuǎn)向系統(tǒng)與車身的連接剛度。

圖5 27.7Hz方向盤與管柱模態(tài)振型

圖6 原狀態(tài)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)有 限元模型

3、模態(tài)改進和仿真驗證

在Hypermesh有限元軟件環(huán)境下建立原狀態(tài)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)有限元模型（圖6），模型包含車身和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，用于計算轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的模態(tài)。按照車輛實際狀態(tài)進行建模，包含焊點、焊縫、螺栓、滑動連接、十字軸連接等，同時進行質(zhì)量配重，保證建立完成的有限元模型與實際模型質(zhì)量和剛度的一致性。

約束駕駛室前后懸置安裝點和轉(zhuǎn)向機與車架安裝點，采用 Block Lanczos（分塊蘭索斯）法進行模態(tài)計算。Block Lanczos（分塊蘭索斯）法采用了Lanczos算法，通過一組向量來實現(xiàn)Lanczos遞歸計算，適用于大模型的模態(tài)求解。使用子空間法和分塊蘭索斯法去求解同一問題時，兩種方法的求解精度相當，但分塊蘭索斯法收斂速度快，計算時間短。Block Lanczos（分塊蘭索斯）法采用稀疏矩陣求解器，計算速度較快。本文選用Block Lanczos（分塊蘭索斯）法對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)和車身進行有限元模態(tài)分析，提取頻率范圍1Hz～100Hz，獲得轉(zhuǎn)向系統(tǒng)及車身的模態(tài)固有頻率。提取前十五階模態(tài)，在第六階26.7Hz時轉(zhuǎn)向系統(tǒng)存在模態(tài)（圖7），與試驗結果吻合，因此根據(jù)仿真驗證方法對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)與車身的連接方案進行整改是可靠的。

圖7 原狀態(tài)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)六階模態(tài)陣型

圖8 原狀態(tài)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模型

圖9 改進后轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模型

圖10 改進后轉(zhuǎn)向系統(tǒng)六階模態(tài)陣型

對原方案轉(zhuǎn)向管柱與白車身的連接方案進行加強，鈑金件更換為鑄鋁件，同時增加螺栓連接，原狀態(tài)與改進后的方案分別見圖8和圖9。對改進方案按前述約束方法進行模態(tài)計算，提取前十五階模態(tài)，模態(tài)第六階頻率（圖10）由26.7Hz提升到29Hz，避開發(fā)動機怠速激勵區(qū)26.67Hz，實現(xiàn)了模態(tài)隔離，改進方案可行。

4、改進方案實車驗證

對改進方案進行裝車打火試驗，發(fā)現(xiàn)車輛怠速時的方向盤抖動現(xiàn)象消失，因此方案改進是有效的。

5、結束語

通過簡化手段初步判斷方向盤抖動的原因，并進行試驗測試得到轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的振動特性，經(jīng)過對發(fā)動機怠速狀態(tài)下激勵頻率的理論分析，得到了發(fā)動機的激勵頻率、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的振動特性參數(shù)，找到了怠速時方向盤振動過大的原因，即方向盤振動的固有頻率和發(fā)動機怠速時的主激勵頻率很接近，引起轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的共振；同時找到解決問題的整改思路，用有限元分析方法對原方案和改進方案進行仿真分析，檢驗了方案的可行性，最后改進方案經(jīng)過實車驗證，抖動現(xiàn)象消失。因此在車輛開發(fā)初期就應研究車輛的NVH特性，從激勵源、傳遞路徑到響應，制定各個系統(tǒng)NVH指標，對整車NVH特性進行合理匹配，避免車輛定型后的大成本調(diào)校和整改。

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Steering Wheel Wobbling Mechanism Study of a truck

Zhao Weiyan, Gu Xuesong, Gao Xiaodong
( Automobile Engineering Research Institute, Shaanxi Automobile Group Co., Ltd, Shaanxi Xi'an 710200 )

In order to solve the steering wheel wobbling at idle speed of a truck, we tested the vibration performance of the steering system, and the result showed that the wheel natural frequency is very near to the main excitation of engine idle speed, then causing resonance vibration. So we improved the steering system program, and analyzed the mode of the optimization and prime program with FEA simulation, to ensure the probability of the optimization program. In the end, the optimization program had been tested on the truck, and the problem of the steering wheel wobbling disappeared.

Steering wheel; Idle speed; Wobbling; Resonance vibration; FEA simulation

U463.4

A

1671-7988 (2017)06-155-03

趙衛(wèi)艷，就職于陜西重型汽車有限公司汽車工程研究院。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2017.06.056