電動汽車方向盤抖動問題診斷與優化分析

李建華，楊志偉，陳雙增

（浙江零跑科技有限公司，杭州310051）

純電動汽車是汽車行業未來的發展趨勢，其NVH性能備受廣大消費者的重視和關注[1]。人們對汽車舒適性的需求不斷提高,汽車的抖動研究已日益受到人們的關注和重視[2-3]。電動汽車轉向系統中方向盤是影響駕乘感的重要因素[4]，行業內較多工程人員在解決路面-輪胎激勵導致方向盤抖動問題方面積累了較豐富的工程經驗和實踐案例[5-6]，振動抖動問題可以從抑制振動激勵、改善傳遞路徑和優化結構三方面改進。目前較多研究者致力于解決傳統燃油車方向盤怠速抖動問題，這方面具有較多的分析研究和工程解決方案的積累[7]。而在純電動汽車某些系統的模態與方向盤系統模態耦合導致的方向盤抖動問題解決優化案例較少。本文針對電動汽車方向盤抖動問題（與其他系統模態耦合導致），分析傳遞特性和抖動響應特征，根據診斷分析思路和工程經驗制定了有效的工程化解決方案。

某電動汽車在瀝青路上勻速20 km/h行駛時，方向盤抖動明顯，主觀評價不可接受。針對上述情況，對方向盤抖動的機理和影響因素進行了探討和分析,結合激勵源、傳遞路徑特征開展診斷分析，最后提出了一種優化方案，試驗對比驗證該優化方案取得了良好的改善效果。該診斷分析思路和優化方案為電動車方向盤抖動問題研究提供了一個可靠的依據。

1 問題描述

針對某電動汽車在瀝青路面上勻速20 km/h～30 km/h 行駛時，方向盤存在抖動問題，主觀評價不可接受,同樣工況下,主觀評價某競品車型無此問題。通過LMS 測試設備采集該問題電動車和競品車型的方向盤振動加速度信號,測試工況均為瀝青路面上勻速20 km/h行駛。經LMS Test.Lab軟件分析其試驗數據，對比分析結果如表1 和圖1 所示：問題電動車方向盤的振動幅值大于競品車的振動幅值。通過頻譜數據分析可知，問題電動車方向盤的振動幅值主要頻率是34 Hz，最大振動幅值0.70 m/s2，而同等工況，競品車方向盤最大振動幅值0.38 m/s2。

表1 問題電動車和競品電動車方向盤振動幅值對比

圖1 問題電動車與競品電動車方向盤振動幅值對比

2 方向盤抖動的機理及原因分析

激勵源產生的振動通過車身傳遞到方向盤上，當激勵源的頻率與方向盤的固有頻率接近時，方向盤將會發生較大的振動。

方向盤是轉向系統最敏感的零部件，是駕駛員直接接觸的部位，因此方向盤的抖動對駕駛的安全性和舒適性非常重要。從圖1 的測試數據分析可知，問題電動車方向盤振動幅值主要頻率是34 Hz，通過對方向盤轉向系統進行模態頻率測試分析，其模態頻率為33 Hz，與抖動峰值頻率接近，根據經驗判斷，該方向盤抖動問題可能是由某激勵源與方向盤系統模態頻率耦合所導致。

方向盤的抖動可能由單一激勵源產生，也可能是幾種激勵源的綜合作用。純電動汽車的方向盤抖動問題與傳統燃油車的方向盤抖動問題的區別較大。燃油車方向盤的主要激勵源有：

（1）發動機的不平衡力、轉矩引起的激勵力，當上述激勵頻率與轉向系統模態頻率接近時，會導致方向盤產生強烈的抖動；

（2）冷卻風扇的不平衡力：當冷卻風扇的產生的轉動頻率與轉向系統模態頻率接近時，會導致方向盤產生強烈的抖動；

純電動汽車相比傳統燃油車在動力總成方面存在較大區別，沒有發動機的激勵力。對電動車激勵特性進行分析，能夠激起方向盤系統共振的激勵源可能有：

（1）空調壓縮機和冷卻風扇的不平衡力；車輛靜置狀態下，空調壓縮機和風扇正常工作，無方向盤抖動問題，排除空調壓縮機及冷卻風扇的因素。

（2）電驅總成懸置剛體模態頻率與方向盤系統模態頻率耦合；針對該激勵路徑，對電驅總成進行了剛體模態試驗，其測試結果分析得出，與方向盤系統模態頻率不存在耦合問題，該因素排除。

（3）后扭力梁剛體模態頻率與方向盤系統模態頻率耦合，對后扭力梁進行FRF試驗，測試結果分析如圖2所示，可知后扭力梁存在34.5 Hz的剛體模態頻率。

圖2 后扭力梁FRF測試結果

根據上述分析和試驗排查，初步推測可能是后扭力梁剛體模態與方向盤系統模態耦合，導致方向盤抖動明顯。為進一步明確方向盤抖動的原因，對后扭力梁中間位置布置振動加速度傳感器，在粗糙路面勻速20 km/h 工況下，測試后扭力梁的振動響應，試驗結果如圖3所示。可知后扭力梁在35 Hz附近存在明顯的振動響應峰值，且與方向盤的振動響應和模態頻率一致。綜上信息可說明該電動車在粗糙路面行駛，路面激勵引起后扭力梁剛體模態共振，后扭力梁剛體模態共振頻率與方向盤系統模態頻率接近，發生模態耦合，導致方向盤抖動。

圖3 勻速20 km/h工況后扭力梁振動相應測試結果

3 優化方案分析與試驗驗證

明確了方向盤抖動問題來源與后扭力梁剛體模態耦合，解決該問題有兩個優化方向：

（1）提升方向盤系統模態，避開后扭力梁剛體模態共振頻率區域；

（2）優化后扭力梁襯套剛度，調整后扭力梁剛體模態，同時提升襯套的隔振性能，降低激勵能量的傳遞；

方案1 的整改方案代價相對較大，優化成本較高花費時間較長，暫不優先考慮；重點考慮方案2，對后扭力梁襯套實施優化，優化提升后扭力梁襯套隔振性能，減低襯套剛度。

為了降低激勵能量的傳遞，需要提高襯套的隔振率，更大程度地衰減后扭力梁的激勵能量傳遞。而隔振效果取決于隔振系統的剛度，而影響隔振系統剛度主要是彈性原件的剛度，即降低隔振墊的剛度。

根據圓柱形橡膠墊剛度經驗公式[8]：

式(1)中：K是橡膠隔振墊剛度，m是形狀差數，E是彈性模量，A是和H分別代表膠塊的面積和厚度。

可見，降低隔振墊的剛度，主要可以通過降低彈性模量或者加厚隔振墊厚度。影響彈性模量數值的主要因素是膠塊的硬度和膠塊壓縮量，通過降低膠塊硬度可以有效地降低其彈性模量，從而降低襯套隔振墊的剛度。

后扭力梁襯套原狀態結構如圖4所示。襯套剛度為3 900 N/mm，剛度較大，該襯套結構橡膠填充充盈近似實心襯套，根據工程經驗，僅通過降低橡膠膠料硬度不能達到大幅度降低襯套剛度的目的，需要調整優化襯套橡膠結構。經過調整優化后的襯套橡膠結構如圖5所示。優化后的襯套橡膠結構通過采用不同橡膠硬度配方調出兩個不同剛度的優化樣件，分別為：剛度1 300 N/mm，剛度800 N/mm；

圖4 原狀態隔振墊圖5 優化后隔振墊結構

將優化后的兩個不同剛度襯套樣件分別前后裝入后扭力梁，并實施粗糙路面對比試驗，試驗分析結果如圖6和表2所示：方向盤最大振動幅值相對原狀態有較明顯的降低，其中：在原襯套剛度為3 900 N/mm 狀態下，方向盤最大振動幅值3.7 m/s2，在優化樣件剛度為1 300 N/mm狀態下，方向盤最大振動幅值2.2 m/s2，降低了40%；在優化樣件剛度為800 N/mm狀態下，方向盤最大振動幅值1.3 m/s2，降低了65 %。主觀評價，兩種剛度的優化襯套狀態下，方向盤基本無明顯抖動觸感。

表2 粗糙路面不同剛度襯套狀態下方向盤振動對比

圖6 粗糙路面不同剛度襯套狀態下方向盤振動對比

綜合主觀評價與試驗測試的結果，剛度為800 N/mm襯套方案狀態下，效果最佳但因該襯套太軟，可能存在撕裂風險；對優化襯套剛度分別為800 N/mm 和13 00 N/mm 的橡膠結構進行耐久性分析，計算結果分別如表3和表4內容所示。

表3 優化襯套剛度為800 N/mm結構的耐久性計算結果

由耐久性分析結果表3和表4內容可知，優化襯套剛度為800 N/mm 的橡膠結構按照一個循環耐久次數加載計算，其總損傷系數為1.685，不滿足一個循環橡膠結構總損傷系數＜1的要求；而優化襯套剛度為1 300 N/mm 的橡膠結構基本滿足橡膠結構總損傷系數＜1的要求。為驗證該襯套的實際耐久性，將剛度為1 300 N/mm 的優化襯套結構樣件搭載裝車，開展鹽城35 000公里綜合耐久性試驗，通過該試驗結果表明：剛度為1 300 N/mm的優化襯套無破損裂開問題，滿足耐久性性能要求。

表4 優化襯套剛度為1 300 N/mm結構的耐久性計算結果

綜上計算結果和試驗測試分析可知：剛度為1 300 N/mm 襯套方案狀態可兼顧方向盤抖動問題的解決及其疲勞耐久性。針對剛度1 300 N/mm 襯套方案，對比驗證該襯套方案與原襯套狀態下后扭力梁剛體模態頻率的變化，如圖7 所示。后扭力梁FRF對比試驗可知，更換剛度1 300 N/mm優化襯套樣件后，后扭力梁剛體模態從34.5 Hz降為28 Hz，有效地避開了方向盤系統模態頻率。

圖7 襯套優化前后扭力梁FRF試驗結果對比

為了驗證更換優化襯套樣件后，方向盤振動響應的改善效果，實施瀝青路面勻速20 km/h行駛工況的驗證試驗，試驗測試結果與相同工況下的原襯套狀態及競品車型的方向盤振動響應進行對比分析，結果如圖8和表5所示。

圖8 優化襯套與原襯套狀態及競品車型方向盤振動比

表5 優化襯套與原襯套狀態及競品車型方向盤振動對比

更換剛度為1 300 N/mm的優化襯套樣件后，方向盤最大振動幅值由原襯套狀態下的0.70 m/s2下降至0.43 m/s2，降低比例39%，與某競品車方向盤振動幅值（0.38 m/s2）接近，且綜合主觀評價方向盤完全無抖動觸感，方向盤抖動問題改善效果良好。

4 結語

從理論上分析純電動汽車方向盤抖動產生的機理和影響因素，通過針對性的試驗測試，分析傳遞特性和抖動響應特征，根據診斷分析思路和工程經驗快速鎖定引起抖動的激勵源范圍。對橡膠隔振墊材料屬性分析得出，降低橡膠襯套硬度，可提升其隔振性能且降低后扭力梁剛體模態頻率，避免與方向盤系統發生模態耦合。通過優化襯套方案的剛度差異化樣件的對比試驗分析，高效地確定可工程化的優化方案，方向盤抖動問題改善效果顯著。本文的工作內容和成果對其他車型及相似的抖動或部件共振問題的解決具有較好的指導意義。