涂晴，鄧?yán)?，夏林林，陳東，靖娟

（1.江鈴汽車股份有限公司產(chǎn)品開發(fā)技術(shù)中心，江西 南昌 330052；2.江西省汽車噪聲與振動重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，江西 南昌 330052；3.江西制造職業(yè)技術(shù)學(xué)院，江西 南昌 330052）

前言

怠速工況下方向盤振動是汽車NVH性能（噪聲、振動、聲振粗糙度）重要評價指標(biāo)之一，整車研發(fā)過程中需要優(yōu)先考慮。方向盤直接與駕駛員接觸，若振動偏大易影響該車舒適性，導(dǎo)致用戶抱怨，最終造成廠商重大損失。因此，對怠速工況下方向盤振動的優(yōu)化研究具有重要工程意義[1]。

王若平等[2]通過測試發(fā)現(xiàn)冷卻模塊對方向盤振動貢獻(xiàn)量較大，最后通過提高冷卻模塊減振墊剛度和調(diào)整冷卻風(fēng)扇轉(zhuǎn)速，有效降低了方向盤振動。盧禮華等[3]將怠速振動試驗(yàn)和有限元方法結(jié)合尋找到最佳優(yōu)化方案，結(jié)果表明方向盤的振動響應(yīng)得到明顯改善。Bianchini[4]通過在轉(zhuǎn)向柱上增加主動控制系統(tǒng)，對怠速時方向盤的振動消除有顯著效果。史文庫等[5]通過振動測試和模態(tài)分析方法對發(fā)動機(jī)怠速下的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)分析，發(fā)現(xiàn)方向盤模態(tài)頻率與發(fā)動機(jī)二階頻率非常接近，導(dǎo)致方向盤產(chǎn)生共振，最后通過優(yōu)化方向盤結(jié)構(gòu)和輕量化設(shè)計降低了方向盤的振動。

本文針對某商用車不開空調(diào)怠速工況下方向盤振動過大問題，分別對方向盤主要傳遞路徑及響應(yīng)點(diǎn)進(jìn)行測試以及CAE分析，分析出方向盤振動頻率接近發(fā)動機(jī)激勵頻率、同時轉(zhuǎn)向器到方向盤這一傳遞路徑惡化，其中管梁與車身前圍連接件剛度偏弱是導(dǎo)致方向盤振動的最主要原因，最終造成方向盤振動過大。最后通過提高管梁與車身前圍連接件剛度，改善傳遞路徑，方向盤振動明顯得到降低。最后實(shí)車驗(yàn)證了該方案的可行性，怠速方向盤振動達(dá)到了預(yù)期目標(biāo)值。

1 方向盤振動產(chǎn)生原理

怠速時方向盤的振動是由激勵源經(jīng)過傳遞路徑傳遞到方向盤的結(jié)果，當(dāng)激勵頻率和方向盤的固有頻率相同或者接近時，方向盤發(fā)生共振，造成振動過大。

圖1 方向盤振動傳遞路徑

2 方向盤抖動問題分析

2.1 振動傳遞路徑測試

傳遞路徑分析(TPA，Transfer Path Analysis)是一種能將試驗(yàn)測試和CAE分析相結(jié)合來分析噪聲振動的有效方法，其主要是為了研究能量的傳遞。定義方向盤坐標(biāo)系：方向盤中心點(diǎn)定義為原點(diǎn)O；X軸定義為方向盤平面與整車縱向平面的交線，規(guī)定汽車前進(jìn)方向?yàn)檎?；與整車坐標(biāo)系Y軸平行定義為方向盤Y軸，左為正；與方向盤平面垂直為Z軸，向上為正。

在怠速AC OFF工況下，按本文所定義局部坐標(biāo)系在某商用車和競品車的方向盤12點(diǎn)位置以及懸置主動端、懸置被動端、轉(zhuǎn)向器布置加速度傳感器[6]。表1為怠速工況下振動測試結(jié)果，表中數(shù)值為各加速度傳感器X/Y/Z三個方向振動值平方和的平方根值，稱為RSS值，如下公式所示：

圖2 方向盤振動測試

表2為方向盤各方向振動值（g），通過對比表1、2中數(shù)值，可知，某商用車怠速方向盤振動比競品車差主要是在轉(zhuǎn)向器到方向盤這一段傳遞路徑被放大；主要體現(xiàn)在Z方向的振動。

表1 怠速工況下振動RSS值（g）

表2 方向盤各方向振動值（g）

2.2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)分析

2.2.1 方向盤頻響測試

方向盤12點(diǎn)位置布置三方向加速度傳感器，測試方向盤頻率時關(guān)閉發(fā)動機(jī)。本文商用車的發(fā)動機(jī)為四缸機(jī)，激勵頻率計算可用如下公式。

式中，n表示為發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速，r表示為發(fā)動機(jī)缸數(shù)[7]。

怠速AC OFF工況下發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速大概為800r/min，發(fā)動機(jī)二階頻率為26.7Hz，四階頻率為53.3Hz。該商用車方向盤X/Y/Z方向頻響測試數(shù)據(jù)見圖3，表3為方向盤模態(tài)頻率大小。在Z向有一個52.4HZ的固有頻率，與發(fā)動機(jī)激勵53.3Hz較為接近，易引起方向盤共振，導(dǎo)致方向盤振動過大。

圖3 方向盤頻響測試

表3 方向盤模態(tài)

2.2.2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)有限元模態(tài)分析

圖4 方向盤X方向振型

按實(shí)車狀態(tài)建立整車（部分車身）轉(zhuǎn)向系統(tǒng)有限元模型，部件之間按實(shí)車進(jìn)行連接和重量配重，按實(shí)際情況進(jìn)行邊界約束。分析得到方向盤X方向振動頻率為32.28Hz（圖4）；Y方向振動頻率為40.6Hz（圖5）；Z方向振動頻率為50.66Hz（圖6）。

圖5 方向盤Y方向振型

圖6 方向盤Z方向振型

表4 CAE計算值與測試值對比

從CAE分析結(jié)果與頻響測試結(jié)果來看，由于有限元建模過程中未考慮儀表板系統(tǒng)的質(zhì)量以及阻尼等因素，但分析結(jié)果誤差僅在 8%以內(nèi)，建立的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模型準(zhǔn)確性較高，有限元模型可用于方向盤的振動優(yōu)化。

3 控制措施

圖7 優(yōu)化后轉(zhuǎn)向系統(tǒng)連接件結(jié)構(gòu)

降低發(fā)動機(jī)怠速工況下方向盤振動最有效的途徑是隔振、減振和避開發(fā)動機(jī)激勵頻率。本文通過主要傳遞路徑分析、頻響測試分析以及CAE分析，最終確認(rèn)了轉(zhuǎn)向器到方向盤這一傳遞路徑惡化，其中管梁與車身前圍連接件剛度偏弱是導(dǎo)致方向盤振動的最主要原因。本文通過提高管梁與車身前圍連接件的剛度，優(yōu)化主要傳遞路徑，達(dá)到減振效果[8]。

管梁與前圍的連接件進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，如圖7所示。分別對優(yōu)化前后的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進(jìn)行方向盤振動響應(yīng)點(diǎn)分析，振動結(jié)果見圖8所示。通過對比優(yōu)化前后方向盤響應(yīng)點(diǎn)結(jié)果，可知方向盤三個方向振動均有明顯的降低，其中X和Z方向下降較為明顯。

圖8 優(yōu)化前后方向盤振動對比

4 優(yōu)化方案驗(yàn)證

根據(jù) CAE優(yōu)化結(jié)果，確定了管梁與前圍連接件優(yōu)化方案，對優(yōu)化后的連接件進(jìn)行了樣件制作，將樣件裝于實(shí)車。將三方向加速度傳感器布置于方向盤12點(diǎn)位置，測量其在怠速工況下方向盤的振動水平，振動總值如表5所示。從測試結(jié)果可知，優(yōu)化后方向盤振動總值明顯降低，抖動得到有效改善。

表5 怠速工況下方向盤振動RSS值（g）

5 結(jié)論

針對怠速工況下某商用車方向盤振動過大問題，通過傳遞路徑、頻響測試及CAE分析，判斷出轉(zhuǎn)向器到方向盤這一傳遞路徑惡化、方向盤振動頻率接近發(fā)動機(jī)激勵頻率，最終導(dǎo)致方向盤共振。運(yùn)用有限元方法快速尋找到降低方向盤振動的優(yōu)化方案，最后根據(jù)提出的優(yōu)化方案制作樣件并裝車實(shí)車驗(yàn)證，試驗(yàn)結(jié)果表明優(yōu)化方案能夠有效地降低方向盤的振動，振動RSS值好于競品車，主觀評價達(dá)到設(shè)定目標(biāo)。將有限元方法與試驗(yàn)測試方法有效結(jié)合，可以準(zhǔn)確找到問題原因并快速提出解決問題的優(yōu)化方案，大大縮短時間并減少成本。本文的研究思路可為其它方向盤的減振工作提供參考，在汽車NVH應(yīng)用中具有工程實(shí)際意義。

[1] 徐猛,張俊紅,何偉舉,等.動力吸振器在方向盤NVH性能優(yōu)化中的應(yīng)用[J].噪聲與振動控制,2013,(3)：138-141.

[2] 王若平,黃杰.基于LMS 的怠速狀態(tài)方向盤振動試驗(yàn)研究[J].鄭州大學(xué)學(xué)報(工學(xué)版),2016,(37)：83-87.

[3] 盧禮華,單峰,鄒杰,等.基于有限元技術(shù)和試驗(yàn)?zāi)B(tài)的方向盤優(yōu)化設(shè)計[J].合肥工業(yè)大學(xué)學(xué)報（自然科學(xué)版,2012,(35)：1163-1166.

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