某型牽引車方向盤低速共振問題診斷與解決

梁長佳

（安徽合力股份有限公司，安徽 合肥 230000）

1 引言

有關結構共振問題的研究，已有相當多的研究成果可以參考，就解決思路上來看，常見的是基于優化結構自身模態參數，如質量、剛度等，避開主要勵磁頻率，這種解決共振問題的思路比較常見，而且對其他部件影響較小。其他較為常見的方案也有從傳遞路徑改善方向去考慮，分析優化振動傳遞路徑上的隔振方案，減少振動傳遞，這種思路實施過程雖相比前者較為復雜，但優化效果往往比較顯著。在本文中，筆者從該車輛振動傳遞路徑上的動力懸置系統隔振性能分析出發，簡要介紹研究解決方向盤低速共振問題。

2 問題現狀

某型牽引車在低速階段方向盤等測點振動較大，研究人員選取方向盤、車架等位置作為測點，對該車輛整體振動情況進行摸底測試，如圖2、圖3所示，測試工況為怠速到全速段，獲取各測點振動加速度曲線，如圖1所示。

圖1 振動曲線

圖2 測試現場

圖3 方向盤測點

從圖1上來看，方向盤、車架和腳底板測點在800～1 200 r/min轉速區間里都出現較高峰值。方向盤測點如圖3所示，為人體直接接觸位置，為重點關注測點。從方向盤測點振動曲線上可知，在發動機800 r/min和1 140 r/min左右，其振動加速度值都超過10 m/s，主觀感受振動較大，依據經驗推測該車型方向盤結構在以上兩個轉速點可能存在共振問題。

為了驗證以上推測結論，首先基于Altair Hyper Works對該方向盤結構做約束狀態下的模態進行仿真計算，提取各階模態頻率和振型，如圖4所示。

圖4 前6階模態頻率和振型

該車型配置直列四缸四沖程柴油發動機，其主要扭矩擾動勵磁頻率為曲軸轉頻的2階及其倍頻，扭矩擾動激勵頻率計算公式為

式中，

f

是扭矩擾動頻率，Hz；

N

是氣缸數；

n

是曲軸轉速，單位為r/min；

C

是發動機沖程數。

由上述式（1）求解出發動機在800 r/min和1 140 r/min轉速下的主要勵磁頻率為26.7 Hz和38 Hz，參考圖4仿真分析模態結果可知，以上兩個轉速下的勵磁頻率與方向盤結構模態仿真計算結果的1階和2階頻率值較為接近，由此初步判斷該方向盤結構存在共振問題。對于該問題處理辦法可以通過增強方向盤總成等相關部件剛度，提高模態頻率，避開發動機低速勵磁區間等，該車型方向盤總成屬于外購件，改善過程中存在技術協調和成本控制諸多問題，所以在本文中筆者嘗試從振動傳遞路徑上著手，對該車型現有動力懸置系統隔振性能進行診斷分析，驗證該動力懸置系統隔振是否設計合理并存在可改善的空間。

3 動力懸置系統隔振性能診斷

該車型動力總成的發動機和變速箱左右兩邊各一個減振墊安裝底腳，如圖5所示，如圖中紅色圓圈所示，每個底腳安裝減振墊后與車架底腳用螺栓緊固連接。本項目中測試軟件與硬件為西門子Simcenter Testlab和Scadas Mobile Front-End，其中運用Testlab Signature信號采集模塊獲取該動力總成四個底腳減振墊在

X

、

Y

、

Z

三個方向上的振動傳遞情況如圖6所示。

圖5 動力總成懸置模型

圖6 發動機變速箱底腳振動傳遞對比

從以上對比曲線可以看出，現有的動力總成底腳減振墊隔振效果總體較差，尤其是變速箱

Y

向、發動機

Z

向隔振較差，這可能存在懸置設計不合理，所導致動力總成不同自由度方向發生振動耦合，造成振動放大。

下一步，在西門子Testlab Impact Testing里建立錘擊幾何模型，如圖7所示，采用固定響應點，移動力錘敲擊勵磁的方法獲取在整車約束安裝狀態下的動力總成試驗頻率響應曲線Sum值，如圖8所示，從頻響曲線上來看，動力總成剛體模態頻率峰值頻帶分布較寬，主要分布在17～22 Hz、30～35 Hz兩個頻帶范圍內，尤其30～35 Hz這個響應頻帶數值較高，且峰值點較多。該動力總成剛體模態頻率較高，位于發動機低速階段的勵磁頻率范圍內，在該狀況下，發動機工作時極易導致動力總成共振且發生多自由度方向上的耦合振動，進而會對車架部件（如方向盤總成等）振動產生較大影響，由上述分析可知，動力總成懸置設計有待進一步優化，動力總成剛體模態頻率較高，某些自由度方向上振型解耦較差，下一步著手對該動力總成懸置系統進行優化。

圖7 Testlab Impact Testing幾何模型

圖8 頻響曲線SUM值

4 動力懸置系統剛體模態計算及優化

為了對現有動力總成進行剛體模態計算，首先需獲取該動力總成的質量參數（如質量、質心位置和轉動慣量）、底腳位置坐標和減振墊剛度相關參數，基于Altair Motion View建立該車型動力總成多體計算模型，如圖9所示，模型中略去動力總成幾何體，用質量點和質量參數來代替動力總成，依據底腳位置坐標、減振墊剛度和安裝角度等參數建立減振墊模型，最后求解出該動力總成懸置系統的剛體模態頻率及其各自由度方向上的能量分布，見表1。

圖9 Altair MotionView中動力總成計算模型

表1 剛體模態頻率及能量分布

?

從計算結果來看：①該動力總成剛體模態仿真計算結果最大固有頻率為36 Hz，與試驗獲取的頻響結果較一致，已超過發動機怠速勵磁頻率20 Hz，在加速過程中會導致動力總成懸置系統發生共振；②從動力總成各自由度能量分布來看，在主要關注方向

Z

軸和繞

X

軸上能量分布分別為51%和49%，解耦度較差，存在耦合振動。下一步優化工作是在給定的設計區間內，以減振墊剛度和支腳位置坐標

X

、

Y

、

Z

為設計變量，總成剛體模態頻率（6～17 Hz）為約束和各方向解耦率為優化目標，進行多目標優化計算，詳細優化過程本文不過多贅述。

最優計算結果見表2、表3，其中包括設計變量變化值、剛體模態頻率和能量分布大小。

表2 變量優化

?

表3 優化的剛體模態頻率及能量分布

?

從表3結果上看，動力總成剛體模態頻率最大值從原始36.5 Hz下降到15.5 Hz，低于發動機怠速主要勵磁頻率20 Hz，

Z

軸和繞

X

軸上能量分布分別提升至60%和90%，受限于實際條件約束，

Z

軸未能達到80%，但已相對有了改善，按照該優化方案實施設計更改。方案實施后，對動力總成進行搭載整車后的試驗頻響驗證和方向盤等測點振動測試評價。

從試驗頻響和振動結果對比上看，如圖10、圖11所示，動力總成剛體模態最高頻率從原始的35 Hz下降至16 Hz附近，和多體計算結果一致，能很好避開發動機低速主要勵磁頻率區間，方向盤怠速振動值相對下降70%以上，改善效果比較明顯。

圖10 試驗頻響

圖11 振動結果對比

5 結束語

基于該車型方向盤共振問題，筆者運用試驗頻響測試和剛體模態計算等手段，診斷動力總成懸置存在的問題，并實施優化方案，對整改后樣車進一步用試驗驗證改善效果，從結果對比上來看，該方案較好地改善了方向盤低速共振問題，同時減少對方向盤總成重新開發所帶來的費用投入，降低改善成本，并縮短問題解決周期。