汽車轉向系統(tǒng)低頻共振研究

張海娟，李 卓，張春林，張 亮 Zhang Haijuan，Li Zhuo，Zhang Chunlin，Zhang Liang

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汽車轉向系統(tǒng)低頻共振研究

張海娟，李 卓，張春林，張 亮
Zhang Haijuan，Li Zhuo，Zhang Chunlin，Zhang Liang

（北京海納川汽車部件股份有限公司 技術中心，北京 100021）

在汽車設計中，轉向系統(tǒng)是底盤設計的重要部分。在整車NVH（Noise、Vibration、Harshness，噪聲、振動與聲振粗糙度）性能開發(fā)中，轉向系統(tǒng)振動是一個重要的影響因素。轉向系統(tǒng)由轉向器、轉向傳動機構、轉向操縱機構組成；轉向操縱機構主要由轉向盤、轉向管柱、傳動軸組成。轉向系統(tǒng)的低頻共振主要體現(xiàn)在轉向盤共振，主要指車輛在怠速狀態(tài)或者低速行駛時的轉向盤振動。以某型轎車為例，對轉向系統(tǒng)低頻共振問題進行研究，提出相應的解決方案。

NVH；轉向系統(tǒng)；轉向盤；共振

0 引 言

在汽車性能指標中，用戶對NVH（Noise﹑Vibration﹑Harshness，噪聲、振動與聲振粗糙度）性能敏感度最高，其優(yōu)劣直接影響到產(chǎn)品在市場上的競爭力。在整車NVH性能開發(fā)中，轉向系統(tǒng)振動是考量的一個重要因素[1-2]。發(fā)動機怠速激勵是導致轉向系統(tǒng)低頻振動的主要原因，而轉向系統(tǒng)振動會被駕駛員直接感知，直接影響車輛駕駛舒適性[3]；因此，轉向系統(tǒng)設計尤為關鍵。

1 共振問題分析

轉向系統(tǒng)低頻共振主要是車輛在怠速時轉向系統(tǒng)的頻率與發(fā)動機的怠速激勵頻率發(fā)生耦合導致的[3-4]。發(fā)動機怠速工況下的激勵主要是往復慣性力，其頻率與車輛搭載發(fā)動機的轉速和氣缸數(shù)有關。乘用車型發(fā)動機怠速轉速通常為700～1 000 r/min，激勵頻率約為23～33 Hz（4缸機）、35～50 Hz（6缸機）。

怠速工況下駕駛員對轉向盤的振動最敏感，通常，在未經(jīng)優(yōu)化的情況下，整車狀態(tài)轉向系統(tǒng)1階模態(tài)在30 Hz以下，極易與4缸發(fā)動機怠速激勵頻率耦合，從而導致轉向盤低頻共振。

某車型怠速轉速設定為750 r/min（空調關閉）、850 r/min（空調開啟），怠速發(fā)動機2階激勵頻率分別為25 Hz、28 Hz。試驗樣車在怠速工況下轉向盤振動試驗結果如圖1所示，試驗數(shù)據(jù)統(tǒng)計見表1。此車轉向盤三向加速度在28 Hz左右均出現(xiàn)振動最大值，三向加速度值向高達0.39 m/s2，能量和達0.59 m/s2，主客觀評價均不能接受。

為查找轉向系統(tǒng)的共振原因，對TB（Trim Body，內飾車身）上的轉向系統(tǒng)模型做分析計算。原始轉向模型對應的單體及TB級模態(tài)頻率分析結果見表2，TB級模態(tài)及轉向管柱單體模態(tài)均不滿足目標要求，轉向系統(tǒng)在TB上1階橫向模態(tài)為28.4 Hz，試驗車型在空調開啟情況下，怠速激勵頻率為28 Hz，與轉向盤1階固有頻率耦合，導致共振。

為進一步查找轉向系統(tǒng)模態(tài)不足的原因，對轉向系統(tǒng)模型做了應變能分析。試驗車型TB級轉向系統(tǒng)分析模型如圖2所示。轉向系統(tǒng)應變能集中點為轉向管柱本身、轉向管柱與CCB（Cross Car Beem，儀表板橫梁）連接支架、CCB與車身連接支架等。發(fā)動機及路面激勵力通過結構薄弱處傳遞至轉向盤，引起振動。

圖1 試驗樣車轉向系統(tǒng)頻譜

表1 優(yōu)化前怠速工況轉向盤振動 m/s2

注：RSS（Root Sum Square，平方和根），。

表2 轉向系統(tǒng)分析結果與目標值 Hz

針對試驗車型低速共振問題，及后續(xù)新車型開發(fā)過程中遇到的轉向盤共振問題，研究主要應用CAE 分析方法和試驗模態(tài)分析方法對轉向系統(tǒng)振動問題進行研究。

（1）對轉向系統(tǒng)進行結構優(yōu)化，通過CAE模型分析，得到轉向盤的理論固有頻率和振型，以了解系統(tǒng)的剛度特性；

（2）對轉向系統(tǒng)轉向盤進行模態(tài)分析試驗，得到轉向盤的實際固有頻率和振型；

（3）對轉向系統(tǒng)進行工程改進設計，并通過CAE進行可行性分析，對改進后的轉向系統(tǒng)進行試驗驗證和主觀評價。

轉向系統(tǒng)由多個子系統(tǒng)組成，其整體剛度由轉向柱、安裝支架和儀表板橫梁確定。因同一轉向柱可用于不同車型，所以有必要將轉向系統(tǒng)的剛度和模態(tài)因素在設計之初考慮完善，最終形成設計準則，用于指導轉向系統(tǒng)設計開發(fā)。

2 優(yōu)化方案設計

根據(jù)試驗車型轉向系統(tǒng)模態(tài)與整車怠速激勵頻率耦合問題，需要提高轉向系統(tǒng)模態(tài)，即需要對整個轉向系統(tǒng)進行結構優(yōu)化，優(yōu)化過程如圖3～6所示，優(yōu)化前、后轉向管柱對比如圖7所示。

（1）管柱與CCB連接部件增加加強筋，如圖3所示。

圖3 管柱與CCB連接部件加強

（2）管術外套筒外徑由40mm增至45mm，如圖4所示。

圖4 管柱外套筒加強

（3）U型板結構保留兩側邊并加寬焊接在支架上，如圖5所示。

圖5 U型板結構加強

（4）轉向管柱與CCB連接支架厚度由3.2mm增至4mm，如圖6所示。

圖6 轉向管柱與CCB連接支架加強

圖7 優(yōu)化前、后轉向管柱對比

優(yōu)化后，轉向系統(tǒng)優(yōu)化結果與目標值見表3。轉向系統(tǒng)基于TB垂向模態(tài)為38.6 Hz，橫向模態(tài)為40.37 Hz，比原始狀態(tài)有較大提升，并均滿足設定目標要求，轉向管柱單體模態(tài)也滿足目標要求?？梢姡谠O計階段應用CAE技術，可以較好地對轉向系統(tǒng)NVH性能進行把控。

表3 轉向系統(tǒng)優(yōu)化結果與目標值 Hz

3 優(yōu)化結果的試驗驗證

為驗證CAE仿真設計的有效性，對優(yōu)化后的轉向系統(tǒng)在整車狀態(tài)下做了相關測試。

轉向系統(tǒng)模態(tài)測試設備見表4，測試時轉向系統(tǒng)處于整車安裝約束狀態(tài)，使用錘擊法對轉向系統(tǒng)進行激勵，測試轉向盤及轉向管柱各點的振動響應，測試響應點如圖8所示。

表4 轉向系統(tǒng)模態(tài)測試設備

圖8 測試響應點

優(yōu)化后整車狀態(tài)轉向系統(tǒng)模態(tài)測試結果見表5，1階垂向擺動頻率為38.9 Hz，1階橫向擺動頻率為43.1 Hz，均大于指標要求38 Hz，且垂向和橫向擺動頻率相差大于3 Hz。優(yōu)化后轉向系統(tǒng)1階垂向擺動和橫向擺動模態(tài)的振型如圖9所示。試驗車型怠速時發(fā)動機工作轉速為750～850 r/min，對應的發(fā)動機2階激勵頻率為25～28 Hz，與優(yōu)化后的轉向系統(tǒng)模態(tài)頻率相差大于10 Hz，可以避免怠速時發(fā)動機2階激勵引起的共振問題。

表5 優(yōu)化后轉向系統(tǒng)模態(tài)測試結果 Hz

優(yōu)化后轉向系統(tǒng)怠速開啟空調工況下轉向盤振動水平見表6，其中轉向盤向振動加速度由0.39 m/s2降低至0.10 m/s2，能量衰減74%；向振動加速度由0.34 m/s2降低至0.13 m/s2，能量衰減62%；向振動加速度由0.29 m/s2降低至0.10 m/s2，能量衰減66%。優(yōu)化前、后振動頻譜對比如圖10所示。

圖9 轉向系統(tǒng)1階模態(tài)振型圖

表6 優(yōu)化后怠速工況轉向盤振動 m/s2

4 結束語

汽車工程師在設計時多以經(jīng)驗為主，缺少成熟可靠的優(yōu)化設計和分析方法。結合試驗車型的轉向系統(tǒng)NVH特性開發(fā)，以轉向系統(tǒng)為研究對象進行模態(tài)優(yōu)化，減小了汽車在怠速工況下轉向盤的振動。通過有限元模型的模態(tài)分析、優(yōu)化設計、實車試驗，最終形成一套設計指導準則，對所有車型的開發(fā)都具有應用價值。

[1]陳南. 汽車振動與噪聲控制[M]. 北京：人民交通出版社，2005.

[2]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．

[3]邵慧. 基于底盤激勵的汽車高速狀態(tài)轉向系統(tǒng)抖動分析及優(yōu)化[D]. 長沙：湖南大學，2014.

[4]邢如飛. 乘用車操縱穩(wěn)定性主觀評價方法研究[D]. 長春：吉林大學，2010.

22019-03-05

U463.4

A

10.14175/j.issn.1002-4581.2019.03.004

1002-4581（2019）03-0013-04