李里，姜建中，王悅，么晶晶，孫佳偉

（北汽福田汽車股份有限公司，北京 102206）

前言

方向盤作為駕駛員暴露接觸端，評估其振動影響需重點考慮振動強度和頻率因素。根據(jù)暴露界限、疲勞-功效降低界限及舒適性降低界限判斷標準，特定頻率下的異常振動不僅能降低人的工作效能，更會損害人體健康[1-2]。目前國內(nèi)整車廠對解決方向盤振動問題的措施主要有：通過優(yōu)化轉(zhuǎn)向管柱、橫梁以及方向盤自身的固有頻率以改善方向盤異常振動[3-6]；通過輪胎的非均勻性、輪胎氣壓、制動扭矩波動等手段以降低輪胎傳遞激勵，從而減小工況下方向盤的振動[7-8]。

本文借鑒了上述文獻的整改經(jīng)驗，優(yōu)化過程中采用階次分析和工作變形分析等手段，排查確認傳動軸激勵對行駛工況方向盤的振動影響更為顯著。通過多輪對比驗證，提出關鍵零部件的質(zhì)量控制需求，為類似問題的改善和優(yōu)化提供可借鑒經(jīng)驗。

1 問題背景

某型商用車試驗樣車經(jīng)主觀駕評反饋，行駛至85km/h及以上速度時即出現(xiàn)方向盤劇烈振動現(xiàn)象，打手感嚴重，且該現(xiàn)象伴隨高速行駛工況一直存在。該現(xiàn)象的發(fā)生與車速密切相關，并考慮到高速行駛為商用車運載常用工況之一，樣車如果未解決該問題便投放市場，必然引起顧客抱怨，影響品牌競爭力。因此，查找該問題的關鍵原因和研究解決方案迫在眉睫。

1.1 相關測試

方向盤振動測點布置如圖1所示。方向盤手握位置多集中在3點和9點處，故選取9點位置振動信息進行特征分析和對比驗證。樣車共8個前進擋，7和8擋均可行駛至85km/h，為能獲取更多振動信號的動態(tài)特征，選用第7、8兩擋進行加速工況測試，并增加定置空擋緩加速工況測試。

圖1 振動測點布置圖

樣車加速工況測試結(jié)果如圖2所示。圖中方向盤振動曲線所示，樣車分別使用7、8擋加速行駛達到85km/h附近時（7、8加速擋工況下對應發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2350r/min、1750r/min左右），方向盤振動值分別為達5.3m/s2和6.8m/s2，且振動曲線呈陡然上升趨勢，與主觀感受一致。

圖2 定置空擋及7、8擋加速行駛方向盤振動對比圖

結(jié)合圖中右側(cè)加速工況colormap圖可知，7、8擋加速工況主要激勵階次分別為0.74和1.00，分別作激勵階次切片處理并放置左圖Overall曲線中對比，圖中可見，該兩個階次是高速行駛方向盤劇烈抖動的絕對貢獻。此外，在28Hz-30Hz范圍存在共振帶，將頻率范圍內(nèi)的激勵階次放大。樣車原地空擋緩加速工況，發(fā)動機高轉(zhuǎn)速1800r/min至2500r/min范圍內(nèi)無異常振動。

綜合上述分析：不同擋位加速工況問題發(fā)生車速和激勵階次不同，但頻率一致；原地空擋緩加速工況高轉(zhuǎn)速區(qū)間無異常振動?？纱_定排查對象為行駛系統(tǒng)和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。

2 原因分析與問題排查

2.1 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)排查

對樣車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進行評估，因整車狀態(tài)下轉(zhuǎn)向系統(tǒng)布局緊促，采用常規(guī)模態(tài)試驗等手段獲取的信號信噪比較差。本文通過對樣車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)（含轉(zhuǎn)向管柱、管梁和方向盤）進行CAE仿真分析以獲取優(yōu)化方向，得模態(tài)振型信息如圖3所示。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在28.9Hz存在模態(tài)固有頻率，其振型為一階垂向彎曲。

圖3 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)仿真結(jié)果

結(jié)合模態(tài)仿真結(jié)果，樣車7、8擋85km/h行駛工況下傳動軸激勵頻率處于28Hz-30Hz附近，與轉(zhuǎn)向系統(tǒng)一階垂向彎曲模態(tài)耦合，進而導致轉(zhuǎn)向系統(tǒng)振動加劇。

2.2 行駛傳動系統(tǒng)排查

綜合考慮上述各工況客觀測試數(shù)據(jù)的特征，即不同擋位加速行駛下方向盤激勵階次不同，且原地空擋緩加速工況無異常振動現(xiàn)象，因此將底盤傳動和行駛系統(tǒng)作為主要排查方向。

本文采用階次分析法進行問題診斷，樣車發(fā)動機為四缸形式，發(fā)動機點火激勵階次為2階，曲軸激勵階次為1階，傳動軸和輪胎的激勵階次計算公式分別如式（1）和式（2）所示：

式中，it為變速箱對應擋位速比；im為后橋主減齒輪速比。試驗樣車變速箱7、8擋速比分別為1.35和1.00；后橋主減速比為5.876。

根據(jù)上式進行計算，7、8擋加速行駛工況下基于基頻的傳動軸激勵階次分別為0.74和1.00；輪胎激勵階次為0.12和0.17。傳動軸激勵階次與客觀測試數(shù)據(jù)中的階次特征一致，初步判斷異常振動現(xiàn)象主要由傳動系統(tǒng)導致。為能準確排查問題產(chǎn)生原因并對理論分析進行驗證，對樣車車架、前后橋以及傳動軸前后連接吊掛布置振動測點（如圖4所示），進行7、8擋加速行駛工況測試。

圖4 傳動軸吊掛和前橋振動測點

測得7、8擋加速工況，前、后橋和傳動軸吊掛測點的振動colormap圖如圖5、6所示。前、后橋在7、8擋加速行駛工況下存在對應0.73和1.00的激勵階次，但由于振幅較低，應為振動傳遞導致而非主要振源。前、后傳動軸吊掛在工況下的傳動軸階次激勵明顯，振動振幅明顯高于底盤系統(tǒng)其余個測點，且與理論分析特征基本一致，說明傳動軸是異常振動現(xiàn)象的主要貢獻。

圖5 7、8擋加速行駛工況前、后橋振動彩圖

圖6 7、8擋加速行駛工況傳動軸前、后吊掛振動彩圖

為更直接了解振動特點，采用工作變形分析方法（Opera-tional Deflection Shape，ODS）對振動現(xiàn)象進行復現(xiàn)。該分析方法實際上是各階模態(tài)的的線性疊加，可直接使用各個測量數(shù)據(jù)查看某一頻率下的實際變形。測試工況為85km/h勻速行駛近穩(wěn)態(tài)工況，布置方向盤，前、后橋、車架和傳動軸吊掛等測點。工況下各測點中振動量級最高為傳動軸前、后吊掛Z向，28.5Hz處峰值明顯，振幅最大可達9.68m/s2。提取工況下振型如圖8所示，振型信息顯示傳動軸前、后吊掛延Z向平動，且吊掛Z向振幅最大，方向盤為擺動振型。其余測點無明顯異常。

圖7 85km/h勻速行駛工況傳動軸前、后吊掛振動頻譜

圖8 85km/h勻速行駛工況28.5Hz底盤系統(tǒng)工作變形

3 優(yōu)化方案與驗證

綜上所述，結(jié)合工況特征、階次分析以及工作變形分析驗證，可確定高速行駛方向盤劇烈抖動現(xiàn)象的激勵源為傳動軸，通過傳轉(zhuǎn)向系統(tǒng)作為傳遞路徑，最終通過方向盤作為響應點被感知。

解決共振現(xiàn)象最優(yōu)辦法為錯開結(jié)構(gòu)固有頻率和激勵頻率，以及抑制激勵。假設簡諧力作用下運動微分方程一般形式如下：

式中[M]、[C]、[K]分別為系統(tǒng)的質(zhì)量、阻尼和剛度矩陣，H為激勵力幅值，ω為激勵力圓頻率。

考慮到阻尼對振型和固有頻率影響較小，并設解為：{x}={φ}eiωx，從而簡化振動特征方程為：

通過上述理論推導可知，提升系統(tǒng)固有頻率最直接有效的方式為提升系統(tǒng)剛度或減小系統(tǒng)質(zhì)量。為充分分析各環(huán)節(jié)的貢獻程度，本文分別從傳遞路徑和激勵源兩個角度進行優(yōu)化整改和驗證。

3.1 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)優(yōu)化（傳遞路徑）

為解決因激勵頻率與結(jié)構(gòu)固有模態(tài)頻率耦合而導致的共振問題，本文采用優(yōu)化轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構(gòu)以提升模態(tài)固有頻率的方式，從而減輕方向盤在工況下的劇烈抖動。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)優(yōu)化細節(jié)如圖9所示。通過增加轉(zhuǎn)向橫梁與前圍連接支架，同時更換輕量化方向盤。

圖9 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)仿真模型

經(jīng)仿真計算，優(yōu)化轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構(gòu)后一階垂向彎曲模態(tài)頻率從28.3Hz提升至29.7Hz，如圖10所示。需考慮到實車狀態(tài)下轉(zhuǎn)向系統(tǒng)內(nèi)部布置緊促，多數(shù)結(jié)構(gòu)為保證其功用性難以修改調(diào)整，該方案可工程化實現(xiàn)且模態(tài)頻率提升已為極限。

圖10 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)仿真結(jié)果

對優(yōu)化后方案進行8擋加速工況方向盤振動測試，分別提取優(yōu)化和初始狀態(tài)方向盤振動測點1階次激勵曲線進行對比，如圖11所示。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)優(yōu)化后，加速行駛至85km/h速度附近方向盤打手感減輕，客觀測試表明工況下方向盤振動由初始狀態(tài)的6.0m/s2降低至5.2m/s2左右，且優(yōu)化后出現(xiàn)振動峰值對應的發(fā)動機轉(zhuǎn)速從初始狀態(tài)下1750r/min提升至1810r/min。

圖11 8擋加速行駛工況方向盤1階次振動對比

綜合上述分析，對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)作優(yōu)化處理在一定程度上減輕了高速行駛工況下方向盤劇烈振動，但該現(xiàn)象并未消除，主觀感受仍較為明顯。

3.2 傳動軸激勵抑制（激勵端優(yōu)化）

結(jié)合上述理論分析和客觀測試驗證，可確定傳動軸為激勵源。于是對樣車三節(jié)傳動軸進行動平衡和徑跳等參數(shù)進行檢測，傳動軸設計關鍵要素為動不平衡量以及節(jié)叉端和支承端的徑向跳動，檢測細節(jié)如圖12所示。

圖12 傳動軸動平衡檢測工序

傳動軸檢測記錄動不平衡量均為復平后結(jié)果，樣車初始狀態(tài)傳動軸檢測結(jié)果參見表。傳動軸設計要求動不平衡量限值為100g·cm，徑跳限值為0.60mm。檢測結(jié)果表明前兩節(jié)傳動軸節(jié)叉端動不平衡量超出限值達70%，第三節(jié)傳動軸節(jié)叉端和支承端動不平衡量均超出限值，徑跳參數(shù)均符合限值要求。

將初始狀態(tài)傳動軸重新進行動平衡工序，清除原有平衡片并根據(jù)檢測情況焊接新平衡片，改善后三節(jié)傳動軸檢測結(jié)果參見表。檢測結(jié)果表明三節(jié)傳動軸動不平衡量和徑跳跳動均符合設計限值要求。

表1 初始狀態(tài)傳動軸檢測結(jié)果

表2 優(yōu)化狀態(tài)傳動軸檢測結(jié)果

將復動平衡后的傳動軸進行裝車驗證，測試工況及測點布置與上述一致，提取傳動軸1階次激勵曲線進行對比，如圖13所示。經(jīng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)避頻優(yōu)化和傳動軸復動平衡工序后，樣車加速行駛至85km/h速度工況方向盤振動值為3.1m/s2左右，主觀駕評方向盤打手感現(xiàn)象基本消除，主觀可接受。

圖13 各狀態(tài)8擋加速行駛方向盤1階次振動對比

因傳動軸動不平衡參數(shù)作為影響高速行駛方向盤抖動的關鍵要素，經(jīng)工藝控制后，對新生產(chǎn)批量傳動軸進行隨機檢測，統(tǒng)計結(jié)果如圖14所示。通過統(tǒng)計直方圖可知，傳動軸動不平衡量主要控制在30g·cm-50g·cm，符合零部件質(zhì)量3σ要求。

圖14 傳動軸檢測統(tǒng)計結(jié)果

4 結(jié)論

本文對某商用車高速行駛方向盤劇烈振動問題進行分析與研究，結(jié)合階次分析和工作變形分析手段排查出關鍵影響因素。采取仿真分析手段確定結(jié)構(gòu)優(yōu)化方向，通過傳遞路徑和激勵源的雙重改善，有效解決問題。文中重點剖析傳動軸動不平衡量的關鍵影響，為后續(xù)樣車開發(fā)和問題整改工作提供可借鑒經(jīng)驗。