雷超宏，顏伏伍，李小榮，魏潘，郭福通

（400039 重慶市 東風(fēng)小康汽車(chē)有限公司汽車(chē)技術(shù)中心）

0 引言

方向盤(pán)是駕控車(chē)輛的重要零部件，也是與駕駛員的肢體發(fā)生直接接觸的部件，方向盤(pán)的工作狀態(tài)極易被駕駛員感知，尤其是當(dāng)方向盤(pán)振動(dòng)過(guò)大或出現(xiàn)異常抖動(dòng)時(shí)容易引起駕駛員手部不適，甚至是情緒上的抱怨和不滿。針對(duì)方向盤(pán)振動(dòng)問(wèn)題，文獻(xiàn)[1]分別從激勵(lì)源、傳遞路徑和響應(yīng)點(diǎn)三方面提出降低發(fā)動(dòng)機(jī)怠速轉(zhuǎn)速、改變驅(qū)動(dòng)軸萬(wàn)向節(jié)節(jié)型和優(yōu)化轉(zhuǎn)向柱結(jié)構(gòu)的方法，有效控制了方向盤(pán)怠速振動(dòng)；文獻(xiàn)[2]中通過(guò)調(diào)整方向盤(pán)和排氣系統(tǒng)的模態(tài)，明顯地改善了方向盤(pán)的抖動(dòng)問(wèn)題；文獻(xiàn)[3]通過(guò)優(yōu)化轉(zhuǎn)向管柱與儀表臺(tái)連接處結(jié)構(gòu)以及對(duì)方向盤(pán)進(jìn)行輕量化設(shè)計(jì)，消除了方向盤(pán)共振，降低了方向盤(pán)振動(dòng)；文獻(xiàn)[4]中通過(guò)優(yōu)化冷卻風(fēng)扇減振墊的隔振性能，實(shí)現(xiàn)了怠速方向盤(pán)減振；文獻(xiàn)[5]通過(guò)控制冷卻風(fēng)扇的動(dòng)不平衡量，消除了方向盤(pán)和車(chē)身的“拍振”。

某MPV 車(chē)型在NVH 開(kāi)發(fā)過(guò)程中，發(fā)現(xiàn)樣車(chē)在怠速開(kāi)空調(diào)工況下，方向盤(pán)存在異常抖動(dòng)現(xiàn)象，具體表現(xiàn)為方向盤(pán)振動(dòng)大且有“麻手”的感覺(jué)。通過(guò)對(duì)問(wèn)題進(jìn)行識(shí)別和原因分析，本文提出重新匹配風(fēng)扇轉(zhuǎn)速消除共振，控制風(fēng)扇動(dòng)不平衡量減小激勵(lì)源振動(dòng)，以及優(yōu)化散熱器安裝支架提升振動(dòng)傳遞路徑隔振性能的三項(xiàng)措施，有效降低了方向盤(pán)的振動(dòng)，消除了方向盤(pán)異常抖動(dòng)。

1 怠速工況方向盤(pán)振動(dòng)測(cè)試

針對(duì)樣車(chē)方向盤(pán)存在的上述問(wèn)題，利用LMS Test.Lab測(cè)試系統(tǒng)對(duì)方向盤(pán)進(jìn)行振動(dòng)加速度測(cè)試。

當(dāng)車(chē)輛處于怠速開(kāi)空調(diào)工況時(shí)，車(chē)上的主要激勵(lì)源有發(fā)動(dòng)機(jī)、空調(diào)壓縮機(jī)和冷卻風(fēng)扇，這些激勵(lì)源產(chǎn)生的振動(dòng)都會(huì)通過(guò)車(chē)身結(jié)構(gòu)傳遞至方向盤(pán)引起振動(dòng)，因此需要在三種工況下對(duì)方向盤(pán)進(jìn)行振動(dòng)測(cè)試：一是僅發(fā)動(dòng)機(jī)怠速工作；二是發(fā)動(dòng)機(jī)和空調(diào)壓縮機(jī)二者同時(shí)工作；三是怠速開(kāi)空調(diào)工況，即發(fā)動(dòng)機(jī)、空調(diào)壓縮機(jī)和冷卻風(fēng)扇三者同時(shí)工作。圖1 為3 種工況下所測(cè)得的方向盤(pán)振動(dòng)加速度頻譜圖。

從圖1 可以看出，工況1 和工況2 中方向盤(pán)在X，Y，Z 三個(gè)方向的振動(dòng)都只有一個(gè)明顯的峰值，其頻率分別為25 Hz 和27.3 Hz；而工況3中方向盤(pán)的振動(dòng)出現(xiàn)2 個(gè)明顯的峰值，峰值頻率分別為28.5 Hz 和31 Hz。經(jīng)分析，工況1 和工況2 中方向盤(pán)的振動(dòng)峰值頻率以及工況3 中的第一個(gè)振動(dòng)峰值頻率正好對(duì)應(yīng)于發(fā)動(dòng)機(jī)二階激勵(lì)頻率。由此可知，這些振動(dòng)峰值是由發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)引起的，而工況3 中方向盤(pán)第2 個(gè)振動(dòng)峰值頻率與發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)頻率不一致，因而不是由發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)引起的，屬于其他激勵(lì)引起的異常振動(dòng)。相比較于前兩種工況，工況3 介入了冷卻風(fēng)扇這一激勵(lì)源，因而初步推斷工況3 中的第2 個(gè)振動(dòng)峰值是由冷卻風(fēng)扇引起的異常振動(dòng)。

圖1 方向盤(pán)振動(dòng)加速度頻譜Fig.1 Vibration acceleration spectrum of steering wheel

此外，針對(duì)怠速開(kāi)空調(diào)工況，測(cè)得該工況下方向盤(pán)在X，Y，Z 三個(gè)方向的振動(dòng)大小分別為0.08，0.04，0.05 g，振動(dòng)總值為0.102 g，方向盤(pán)振動(dòng)較大。

2 原因分析

2.1 方向盤(pán)模態(tài)分析

首先對(duì)方向盤(pán)進(jìn)行模態(tài)測(cè)試。在方向盤(pán)上布置3 個(gè)振動(dòng)加速度傳感器，如圖2 所示，并采用錘擊法對(duì)樣車(chē)方向盤(pán)進(jìn)行測(cè)試，測(cè)得方向盤(pán)的第1 階固有模態(tài)頻率為31.1 Hz，且其振型為垂向。

圖2 方向盤(pán)模態(tài)測(cè)試Fig.2 Steering wheel modal test

2.2 冷卻風(fēng)扇振動(dòng)分析

在怠速開(kāi)空調(diào)工況下對(duì)冷卻風(fēng)扇本體進(jìn)行振動(dòng)測(cè)試，測(cè)試結(jié)果如圖3 所示。圖3 表明，冷卻風(fēng)扇的主要激勵(lì)頻率約為31.8 Hz（由于冷卻風(fēng)扇運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)存在±50 r/min 轉(zhuǎn)速波動(dòng)，因而該頻率值與圖1 中的30.96 Hz 略有不同），在X，Y，Z三個(gè)方向的振動(dòng)大小分別為0.25，0.12，0.27 g，振動(dòng)總值為0.387 g。

圖3 冷卻風(fēng)扇振動(dòng)加速度Fig.3 Vibration acceleration of fan

2.3 振動(dòng)傳遞路徑分析

在汽車(chē)上，對(duì)于能夠產(chǎn)生振動(dòng)的激勵(lì)源，在其振動(dòng)傳遞路徑上通常都會(huì)設(shè)計(jì)隔振系統(tǒng)，以減小激勵(lì)源產(chǎn)生的振動(dòng)向車(chē)身傳遞。就隔振系統(tǒng)而言，其隔振性能與其剛度有直接關(guān)系，隔振系統(tǒng)的剛度值越小，傳遞到車(chē)身上的振動(dòng)越小[6]，隔振性能越好。通常，隔振系統(tǒng)的剛度K 是由主動(dòng)端結(jié)構(gòu)剛度KM、彈性元件剛度KI和被動(dòng)端結(jié)構(gòu)剛度KS三部分決定的，其剛度表達(dá)式為

當(dāng)彈性元件的剛度一定時(shí)，只有增加主、被動(dòng)端結(jié)構(gòu)的剛度才能使得隔振系統(tǒng)的剛度變小，且當(dāng)主、被動(dòng)端結(jié)構(gòu)的剛度足夠大時(shí)，隔振系統(tǒng)的剛度接近于彈性元件的剛度，此時(shí)隔振系統(tǒng)隔振性能最佳。

冷卻風(fēng)扇振動(dòng)傳遞路徑上的隔振系統(tǒng)是散熱器安裝點(diǎn)，由散熱器、橡膠襯套和散熱器安裝支架3 部分組成，如圖4 所示。從圖中可以看出，散熱器安裝點(diǎn)的被動(dòng)端結(jié)構(gòu)為散熱器安裝支架，該支架懸支較長(zhǎng)且采用一顆螺栓連接的方式安裝于車(chē)身橫梁上，存在剛度不足的風(fēng)險(xiǎn)。通過(guò)仿真計(jì)算得到該安裝支架在0～100 Hz 頻率范圍內(nèi)的等效動(dòng)剛度值為：KX=27.1 N/mm，KY=45.9 N/mm，KZ=10.5 N/mm，表明該支架在X，Y，Z 三個(gè)方向的動(dòng)剛度值均較低，不利于隔振。

圖4 散熱器安裝點(diǎn)結(jié)構(gòu)Fig.4 Structure of radiator mounting point

綜上可知，怠速開(kāi)空調(diào)工況方向盤(pán)異常抖動(dòng)的原因如下：（1）冷卻風(fēng)扇的激勵(lì)頻率與方向盤(pán)的一階固有頻率十分接近，存在共振現(xiàn)象；（2）冷卻風(fēng)扇自身的振動(dòng)激勵(lì)較大，尤其是Y 向和Z向的振動(dòng)較大，非常不利于方向盤(pán)振動(dòng)控制；（3）散熱器安裝支架動(dòng)剛度不足，導(dǎo)致散熱器安裝點(diǎn)的隔振不足，進(jìn)而使得振動(dòng)更容易向車(chē)身傳遞，引起方向盤(pán)振動(dòng)。

3 優(yōu)化及驗(yàn)證

3.1 冷卻風(fēng)扇避頻

針對(duì)結(jié)構(gòu)共振問(wèn)題，最常見(jiàn)、最有效的方法是避頻。對(duì)于冷卻風(fēng)扇和方向盤(pán)存在共振問(wèn)題，可基于模態(tài)分析和采用輕質(zhì)高剛度材料提高轉(zhuǎn)向系統(tǒng)固有頻率[7]的方法實(shí)現(xiàn)避頻。但根據(jù)問(wèn)題整改的難易程度，首先考慮改變冷卻風(fēng)扇的激勵(lì)頻率，即改變冷卻風(fēng)扇的工作轉(zhuǎn)速。由于冷卻風(fēng)扇是汽車(chē)?yán)鋮s系統(tǒng)中的一個(gè)重要部件，其主要作用是保證發(fā)動(dòng)機(jī)艙的散熱效果，因而，改變風(fēng)扇轉(zhuǎn)速需基于發(fā)動(dòng)機(jī)艙的散熱要求進(jìn)行。如若降低冷卻風(fēng)扇轉(zhuǎn)速可能引起散熱不足導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)艙過(guò)熱；而提高冷卻風(fēng)扇轉(zhuǎn)速，雖然能滿足發(fā)動(dòng)機(jī)艙的散熱要求，但有可能引起噪聲問(wèn)題。因此，在改變冷卻風(fēng)扇轉(zhuǎn)速時(shí)，需同時(shí)兼顧發(fā)動(dòng)機(jī)艙的散熱要求和噪聲問(wèn)題。此外，激勵(lì)頻率與結(jié)構(gòu)頻率之間至少要差開(kāi)3 Hz，才能達(dá)到良好的避頻效果，防止發(fā)生共振[8]?；谏鲜隹紤]，將風(fēng)扇轉(zhuǎn)速由原來(lái)的約1 900 r/min 提高到2 100 r/min，即將風(fēng)扇的激勵(lì)頻率提高至35 Hz，此時(shí)既能保證機(jī)艙的散熱和避免車(chē)內(nèi)噪聲增大，又能實(shí)現(xiàn)風(fēng)扇的振動(dòng)激勵(lì)頻率與方向盤(pán)固有頻率避頻。

3.2 冷卻風(fēng)扇減振

對(duì)于冷卻風(fēng)扇，由于其自身不可避免地存在一個(gè)偏心質(zhì)量，使得其在高速旋轉(zhuǎn)時(shí)會(huì)產(chǎn)生一個(gè)慣性離心力，該離心力是風(fēng)扇所產(chǎn)生的主要激勵(lì)。根據(jù)文獻(xiàn)[9]可知，冷卻風(fēng)扇在旋轉(zhuǎn)過(guò)程中產(chǎn)生的激勵(lì)力大小不僅與風(fēng)扇的轉(zhuǎn)速有關(guān)，還與風(fēng)扇的動(dòng)不平衡量有關(guān)，當(dāng)提高冷卻風(fēng)扇轉(zhuǎn)速時(shí)，勢(shì)必造成風(fēng)扇激勵(lì)力和自身振動(dòng)進(jìn)一步增大，進(jìn)而引起方向盤(pán)振動(dòng)增大，此時(shí)，可通過(guò)控制風(fēng)扇的動(dòng)不平衡量來(lái)抑制激勵(lì)力的增大，從而實(shí)現(xiàn)減振。

通過(guò)對(duì)樣車(chē)?yán)鋮s風(fēng)扇單體進(jìn)行動(dòng)平衡測(cè)試，測(cè)得提高轉(zhuǎn)速后的風(fēng)扇的動(dòng)不平衡量為42.8 g·mm，明顯超過(guò)了25 g·mm 的設(shè)計(jì)要求，因此，需要控制風(fēng)扇的動(dòng)不平衡量。經(jīng)試驗(yàn)測(cè)試及分析計(jì)算，找出了風(fēng)扇扇葉上2 個(gè)動(dòng)平衡較差的位置，并在這兩個(gè)位置分別增加質(zhì)量為0.15 g和0.21 g 的質(zhì)量塊，使得風(fēng)扇的動(dòng)不平衡量由42.8 g·mm 降低到21.2 g·mm，滿足了設(shè)計(jì)要求。

為了查看冷卻風(fēng)扇優(yōu)化后的減振效果，對(duì)其進(jìn)行振動(dòng)測(cè)試。圖5 為冷卻風(fēng)扇的振動(dòng)測(cè)試結(jié)果。從圖中可以看出，冷卻風(fēng)扇的主要激勵(lì)頻率約為35 Hz，風(fēng)扇本體在X，Y，Z 三個(gè)方向的振動(dòng)大小分別為0.18，0.10，0.17 g，較原狀態(tài)分別減小0.07，0.02，0.10 g，風(fēng)扇本體的減振效果顯著。

圖5 優(yōu)化后冷卻風(fēng)扇振動(dòng)測(cè)試結(jié)果Fig.5 Vibration acceleration of optimized fan

3.3 散熱器安裝點(diǎn)隔振優(yōu)化

由于散熱器安裝支架的動(dòng)剛度較低會(huì)影響散熱器安裝點(diǎn)的隔振性能，因此需對(duì)散熱器安裝支架進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化。圖6 為散熱器安裝支架優(yōu)化方案。即在該支架上增加一個(gè)小支架結(jié)構(gòu)對(duì)原有支架進(jìn)行加強(qiáng)，新增小支架的下端與原有支架焊接在一起，上端與上橫梁采用螺栓連接，優(yōu)化后對(duì)散熱器安裝支架重新進(jìn)行動(dòng)剛度計(jì)算，得到0～100 Hz 頻率范圍內(nèi)的等效動(dòng)剛度值分別為KX=67.9 N/mm，KY=216.6 N/mm，KZ=55.4 N/mm，優(yōu)化后的動(dòng)剛度值較原狀態(tài)明顯提高。

圖6 散熱器安裝支架優(yōu)化結(jié)構(gòu)Fig.6 Optimized structure of radiator mounting bracket

為了評(píng)估散熱器安裝點(diǎn)在優(yōu)化前后的隔振性能，運(yùn)用仿真方法對(duì)方向盤(pán)進(jìn)行振動(dòng)頻響計(jì)算，同時(shí)為便于比較和更加清楚地看出優(yōu)化前后的區(qū)別，對(duì)頻響計(jì)算結(jié)果曲線進(jìn)行對(duì)數(shù)處理。圖7 為在散熱器上施加Z 向單位動(dòng)載荷計(jì)算得到的方向盤(pán)在X，Y，Z 三個(gè)方向的振動(dòng)加速度對(duì)數(shù)曲線。由圖可知，散熱器安裝支架優(yōu)化后，方向盤(pán)的振動(dòng)明顯減小，表明散熱器安裝點(diǎn)的隔振性能得到了提升。

圖7 方向盤(pán)振動(dòng)加速度對(duì)數(shù)曲線Fig.7 Vibration acceleration logarithmic curves of steering wheel

3.4 實(shí)車(chē)驗(yàn)證

將上述3 種優(yōu)化措施運(yùn)用于樣車(chē)上，并在怠速開(kāi)空調(diào)工況下對(duì)方向盤(pán)進(jìn)行振動(dòng)測(cè)試和主觀駕評(píng)。圖8 為方向盤(pán)的振動(dòng)測(cè)試結(jié)果。

圖8 優(yōu)化后方向盤(pán)振動(dòng)加速度Fig.8 Optimized vibration acceleration of steering wheel

從圖8 可知，方向盤(pán)在35 Hz 頻率下只出現(xiàn)一個(gè)較小的振動(dòng)峰值，表明冷卻風(fēng)扇和方向盤(pán)已經(jīng)成功避頻，共振消失。優(yōu)化后，方向盤(pán)在X，Y，Z 三個(gè)方向的振動(dòng)大小分別為0.06，0.03，0.03 g，較原狀態(tài)分別減小0.02，0.01，0.02 g，振動(dòng)總值減小0.029 g，方向盤(pán)的振動(dòng)明顯減小。

最后，對(duì)樣車(chē)進(jìn)行主觀駕評(píng)，發(fā)現(xiàn)方向盤(pán)“麻手”現(xiàn)象消失，且振動(dòng)也明顯減小。

4 結(jié)論

針對(duì)某車(chē)型樣車(chē)在怠速開(kāi)空調(diào)工況下方向盤(pán)存在異常抖動(dòng)現(xiàn)象，通過(guò)問(wèn)題識(shí)別和原因分析后，提出了提高冷卻風(fēng)扇轉(zhuǎn)速消除方向盤(pán)共振、控制冷卻風(fēng)扇的動(dòng)不平衡量減小激勵(lì)源振動(dòng)以及優(yōu)化散熱器安裝支架提高散熱器安裝點(diǎn)的隔振性能三項(xiàng)優(yōu)化措施，并進(jìn)行了試驗(yàn)驗(yàn)證和主觀駕評(píng)，結(jié)果表明，方向盤(pán)的振動(dòng)總值由0.102 g降低到0.073 g，方向盤(pán)振動(dòng)明顯減小，異常抖動(dòng)現(xiàn)象也消失了，有效地提高了車(chē)輛的駕乘舒適性。