徐 寧

(重慶力帆乘用車有限公司， 重慶 400700)

某四缸機汽車怠速不開空調(diào)時，發(fā)動機轉(zhuǎn)速為780 r/min，方向盤輕微抖動。怠速全開空調(diào)后，發(fā)動機轉(zhuǎn)速為880 r/min，方向盤抖動明顯；發(fā)動機轉(zhuǎn)速提升至1 500 r/min時，方向盤抖動消失。為解決怠速全開空調(diào)時方向盤抖動問題，本文通過測試分析的手段，找到響應(方向盤)、激勵源(發(fā)動機)、響應與激勵源中傳遞路徑上的相關(guān)零部件三者之間的關(guān)系[1]，從而徹底解決方向盤抖動問題。

1 響應的測試分析

發(fā)動機是怠速狀態(tài)下唯一的根本激勵源[2]，因該車發(fā)動機為四缸機，怠速不開空調(diào)時發(fā)動機轉(zhuǎn)速為780 r/min，計算得出發(fā)動機轉(zhuǎn)動的1階頻率為13 Hz，2階頻率為26 Hz；怠速全開空調(diào)后發(fā)動機轉(zhuǎn)速為880 r/min,計算得出發(fā)動機轉(zhuǎn)動的1階頻率為14.7 Hz，2階頻率為29.3 Hz。

為解決方向盤抖動問題，將方向盤視為響應，使用LMS頻譜分析儀，測試發(fā)動機怠速狀態(tài)下的方向盤抖動情況。根據(jù)測試結(jié)果可知：怠速不開空調(diào)時，方向盤的振動頻率為25.6 Hz，與轉(zhuǎn)速在780 r/min時的發(fā)動機2階頻率26 Hz很接近；怠速全開空調(diào)時，方向盤的振動頻率在29.14 Hz，與轉(zhuǎn)速在880 r/min時的發(fā)動機的2階頻率29.3 Hz很接近；隨發(fā)動機轉(zhuǎn)速的變化，方向盤振動頻率與發(fā)動機2階激勵頻率高度吻合[3]，發(fā)動機怠速激勵特性通過相應路徑傳遞到了方向盤上。

因方向盤固定于整車上，還需測試裝車狀態(tài)下方向盤的固有頻率。使用LMS頻譜分析儀，測試發(fā)動機熄火裝車狀態(tài)下方向盤的固有頻率，從而確定方向盤本體是否容易被發(fā)動機怠速振動所激勵，測試數(shù)據(jù)如圖1和圖2所示。

圖1 方向盤裝車狀態(tài)固有頻率(左右向)

圖2 方向盤裝車狀態(tài)固有頻率(前后向)

通過測試數(shù)據(jù)可以看出，方向盤裝車狀態(tài)下的左右向固有頻率為29.32 Hz，前后向固有頻率為29.17 Hz，正好和發(fā)動機在880 r/min時的2階頻率比較接近，如果傳遞路徑中有頻率接近29 Hz的零部件，頻率29.3 Hz的發(fā)動機振動很容易通過該零部件傳遞到方向盤上。故需要在傳遞路徑中找到接近這一頻率的零部件，并提高或降低該零部件的頻率，從而阻隔該振動頻率的傳遞[4]。

2 傳遞路徑的測試分析及改進

2.1 傳遞路徑分析

通過結(jié)構(gòu)分析，找到2條從激勵源發(fā)動機到方向盤之間的傳遞路徑：一是發(fā)動機→副車架→方向機→轉(zhuǎn)向管柱→方向盤;二是發(fā)動機→白車身→轉(zhuǎn)向管柱→方向盤。

為快速弄清問題的原因，本次未采用傳遞路徑分析法，而是將路徑之中的零部件解析出來，逐個分析各零部件的模態(tài)特性。

2.2 方向盤自身剛度測試

確認方向盤本體剛度，判斷是否是自身剛度不足引起方向盤抖動。使用LMS頻譜分析儀對問題車和標桿車方向盤的自由模態(tài)進行測試，問題車和標桿車方向盤模態(tài)分布如表1所示。

表1 問題車/標桿車方向盤自由模態(tài)

問題車方向盤結(jié)構(gòu)是參考標桿車方向盤結(jié)構(gòu)設(shè)計的，故需與標桿車方向盤的固有頻率進行比較來判斷問題車方向盤剛度是否滿足設(shè)計要求。從模態(tài)頻率看，問題車方向盤的1階固有頻率是遠高于標桿車方向盤的1階固有頻率的，由于固有頻率能夠反映結(jié)構(gòu)自身的剛度特性，且不隨激勵源發(fā)動機轉(zhuǎn)速的變化而變化，故方向盤的自身剛度滿足設(shè)計要求。

從模態(tài)振型看，骨架支撐面、方向盤輪輻和方向盤盤面的結(jié)構(gòu)剛度足夠，沒有特別薄弱的地方。

結(jié)合方向盤的固有頻率和模態(tài)振型，可以排除是方向盤自身剛度不足引起方向盤抖動的因素。

2.3 發(fā)動機剛體模態(tài)測試

對發(fā)動機的剛體模態(tài)進行測試，分析是否是發(fā)動機的各階剛體模態(tài)與方向盤的模態(tài)頻率接近而引發(fā)的方向盤抖動[5]。發(fā)動機剛體模態(tài)分布如表2所示。

表2 發(fā)動機剛體模態(tài)

從測試結(jié)果看，發(fā)動機剛體模態(tài)頻率均低于18 Hz，小于發(fā)動機怠速的2階頻率26 Hz和29.3 Hz，也不與怠速1階頻率13 Hz和14.7 Hz接近。故排除是發(fā)動機自身的影響。

2.4 副車架模態(tài)測試

對副車架的模態(tài)進行測試，分析是否是副車架模態(tài)與方向盤模態(tài)接近產(chǎn)生的共振[6]。采用LMS頻譜分析儀對副車架模態(tài)進行測試。副車架模態(tài)分布如表3所示。

表3 副車架模態(tài)

從測試結(jié)果看，副車架模態(tài)的最低頻率為47.1 Hz，遠高于發(fā)動機怠速的2階頻率29.3 Hz，故排除是副車架的影響。

2.5 白車身模態(tài)測試

對白車身的模態(tài)進行測試，分析是否是白車身模態(tài)與方向盤模態(tài)接近產(chǎn)生的共振[7-8]。采用LMS頻譜分析儀對白車身模態(tài)進行測試。模態(tài)分布如表4所示。

表4 白車身模態(tài)

從測試結(jié)果看，白車身模態(tài)頻率1階23.9 Hz，2階28.7 Hz均不在發(fā)動機怠速振動頻率附近，故排除共振的可能性；另外考慮結(jié)構(gòu)剛度的影響，因白車身前輪罩為固定發(fā)動機懸置襯套的位置，前圍鈑金處為固定轉(zhuǎn)向管柱的位置，故對兩處位置進行結(jié)構(gòu)剛度確認，從白車身模態(tài)頻率在30 Hz以下的1階和2階模態(tài)振型進行來看，兩處結(jié)構(gòu)剛度足夠。故排除是白車身的影響。

2.6 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)測試

上轉(zhuǎn)向管柱與方向盤采用漸開線花鍵連接，故將方向盤、上轉(zhuǎn)向管柱、橫梁和支架作為轉(zhuǎn)向系統(tǒng)來分析[9]，結(jié)構(gòu)示意圖如圖3所示，采用LMS頻譜分析儀測試轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在裝車狀態(tài)下的模態(tài)分布，測試結(jié)果如表5所示。

1—方向盤； 2—上轉(zhuǎn)向管柱； 3—下轉(zhuǎn)向管柱； 4—橫梁； 5—支架

表5 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)

從測試結(jié)果看，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的1階頻率為29.6 Hz，與發(fā)動機怠速全開空調(diào)時2階頻率29.3 Hz很接近。由此判斷，發(fā)動機怠速激勵頻率通過白車身傳遞可能激發(fā)了轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的抖動，從而導致方向盤的抖動[10]。從模態(tài)振型來看，靠近方向盤端的上轉(zhuǎn)向管柱抖動激烈，初步判斷是由上轉(zhuǎn)向管柱引起的方向盤抖動。

2.7 改進及效果

模擬裝車狀態(tài)，對上轉(zhuǎn)向管柱的結(jié)構(gòu)進行CAE分析，發(fā)現(xiàn)上轉(zhuǎn)向管柱2階30.8 Hz彎曲模態(tài)變形嚴重。該模態(tài)與全開空調(diào)時的發(fā)動機怠速頻率29.6 Hz很接近，可進一步推斷是發(fā)動機怠速振動激發(fā)了上轉(zhuǎn)向管柱的模態(tài)，引發(fā)了共振。

上轉(zhuǎn)向管柱彎曲模態(tài)變形嚴重，初步判斷是上轉(zhuǎn)向管柱長度太長，形成的懸臂梁結(jié)構(gòu)導致的方向盤抖動。在符合人機工程學的基礎(chǔ)上，將上轉(zhuǎn)向管柱長度縮減20 cm。從上轉(zhuǎn)向管柱長度縮短后裝車狀態(tài)方向盤的固有頻率的測試數(shù)據(jù)看，方向盤裝車狀態(tài)固有頻率從原來的29 Hz提升到了34 Hz，保證方向盤避開了發(fā)動機怠速工況振動頻率29.3 Hz。上轉(zhuǎn)向管柱整改前后方向盤裝車狀態(tài)的固有頻率數(shù)據(jù)對比如表6所示。將此對策件裝車驗證，主觀感覺來看，方向盤在怠速全開空調(diào)時抖動明顯降低，幾乎感覺不到抖動；另外，在空調(diào)關(guān)閉時輕微抖動已消失。測試結(jié)果及對比如表7所示，可以看出方向盤的抖動問題得到徹底解決。

表6 整改前后方向盤裝車狀態(tài)下的固有頻率對比 Hz

表7 全開空調(diào)工況下方向盤振動量測試對比 g

3 結(jié)束語

本文主要圍繞激勵源、振動對象、傳遞路徑中相關(guān)零部件展開分析調(diào)查，確定激勵源特定工況下的激振頻率，測試振動對象和傳遞路徑中相關(guān)零部件的模態(tài)特性(包括頻率、振型、剛度等)等，通過振動頻率和振型找到激勵源、振動對象及傳遞路徑中相關(guān)零部件三者之間的對應關(guān)系，尋找共振的緣由，從而制定出相應的優(yōu)化改進措施。