某商用車怠速方向盤振動優化

涂晴，鄧磊，夏林林，陳東，靖娟

（1.江鈴汽車股份有限公司產品開發技術中心，江西 南昌 330052；2.江西省汽車噪聲與振動重點實驗室，江西 南昌 330052；3.江西制造職業技術學院，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）重要評價指標之一，整車研發過程中需要優先考慮。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化研究具有重要工程意義[1]。

王若平等[2]通過測試發現冷卻模塊對方向盤振動貢獻量較大，最后通過提高冷卻模塊減振墊剛度和調整冷卻風扇轉速，有效降低了方向盤振動。盧禮華等[3]將怠速振動試驗和有限元方法結合尋找到最佳優化方案，結果表明方向盤的振動響應得到明顯改善。Bianchini[4]通過在轉向柱上增加主動控制系統，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分析方法對發動機怠速下的轉向系統分析，發現方向盤模態頻率與發動機二階頻率非常接近，導致方向盤產生共振，最后通過優化方向盤結構和輕量化設計降低了方向盤的振動。

本文針對某商用車不開空調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點進行測試以及CAE分析，分析出方向盤振動頻率接近發動機激勵頻率、同時轉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。最后實車驗證了該方案的可行性，怠速方向盤振動達到了預期目標值。

1 方向盤振動產生原理

怠速時方向盤的振動是由激勵源經過傳遞路徑傳遞到方向盤的結果，當激勵頻率和方向盤的固有頻率相同或者接近時，方向盤發生共振，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)是一種能將試驗測試和CAE分析相結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。定義方向盤坐標系：方向盤中心點定義為原點O；X軸定義為方向盤平面與整車縱向平面的交線，規定汽車前進方向為正；與整車坐標系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系在某商用車和競品車的方向盤12點位置以及懸置主動端、懸置被動端、轉向器布置加速度傳感器[6]。表1為怠速工況下振動測試結果，表中數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中數值，可知，某商用車怠速方向盤振動比競品車差主要是在轉向器到方向盤這一段傳遞路徑被放大；主要體現在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 轉向系統模態分析

2.2.1 方向盤頻響測試

方向盤12點位置布置三方向加速度傳感器，測試方向盤頻率時關閉發動機。本文商用車的發動機為四缸機，激勵頻率計算可用如下公式。

式中，n表示為發動機轉速，r表示為發動機缸數[7]。

怠速AC OFF工況下發動機轉速大概為800r/min，發動機二階頻率為26.7Hz，四階頻率為53.3Hz。該商用車方向盤X/Y/Z方向頻響測試數據見圖3，表3為方向盤模態頻率大小。在Z向有一個52.4HZ的固有頻率，與發動機激勵53.3Hz較為接近，易引起方向盤共振，導致方向盤振動過大。

圖3 方向盤頻響測試

表3 方向盤模態

2.2.2 轉向系統有限元模態分析

圖4 方向盤X方向振型

按實車狀態建立整車（部分車身）轉向系統有限元模型，部件之間按實車進行連接和重量配重，按實際情況進行邊界約束。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分析結果與頻響測試結果來看，由于有限元建模過程中未考慮儀表板系統的質量以及阻尼等因素，但分析結果誤差僅在 8%以內，建立的轉向系統模型準確性較高，有限元模型可用于方向盤的振動優化。

3 控制措施

圖7 優化后轉向系統連接件結構

降低發動機怠速工況下方向盤振動最有效的途徑是隔振、減振和避開發動機激勵頻率。本文通過主要傳遞路徑分析、頻響測試分析以及CAE分析，最終確認了轉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，優化主要傳遞路徑，達到減振效果[8]。

管梁與前圍的連接件進行結構優化，如圖7所示。分別對優化前后的轉向系統進行方向盤振動響應點分析，振動結果見圖8所示。通過對比優化前后方向盤響應點結果，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 優化前后方向盤振動對比

4 優化方案驗證

根據 CAE優化結果，確定了管梁與前圍連接件優化方案，對優化后的連接件進行了樣件制作，將樣件裝于實車。將三方向加速度傳感器布置于方向盤12點位置，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。從測試結果可知，優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，判斷出轉向器到方向盤這一傳遞路徑惡化、方向盤振動頻率接近發動機激勵頻率，最終導致方向盤共振。運用有限元方法快速尋找到降低方向盤振動的優化方案，最后根據提出的優化方案制作樣件并裝車實車驗證，試驗結果表明優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，主觀評價達到設定目標。將有限元方法與試驗測試方法有效結合，可以準確找到問題原因并快速提出解決問題的優化方案，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應用中具有工程實際意義。

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

[2] 王若平,黃杰.基于LMS 的怠速狀態方向盤振動試驗研究[J].鄭州大學學報(工學版),2016,(37)：83-87.

[3] 盧禮華,單峰,鄒杰,等.基于有限元技術和試驗模態的方向盤優化設計[J].合肥工業大學學報（自然科學版,2012,(35)：1163-1166.

[4] BIANCHINI E.Active vibration control of automotive steeringw-heels[C]//SAEPaper,2005-01-2546.Michigan;The Engineering Mee-ting Board,2005：200-210.

[5] 史文庫,鄔廣銘,陳志勇,等.商用車發動機怠速運轉方向盤抖動控制研究[J].振動與沖擊,2013,(32)：189-192.

[6] Santos F M,Temarel P,Soares C G.Modal analysis of a fast patrol boat made of composite material[J].OceanEngineering,2009,36： 179-192.

[7] 龐劍,諶剛,何華.汽車噪聲與振動—理論與應用[M].北京：北京理工大學出版社,2006.

[8] 高云凱,藍曉理,陳鑫.轎車車身模態修改靈敏度計算分析[J].汽車工程 2001(5)：332-335.