拖拉機方向盤振動異常的分析與改進

□ 方增強 □ 李 娜 □ 史洪濤 □ 王 強 □ 王貴雷

河南中聯(lián)重科智能農(nóng)機有限責任公司 河南開封 475000

1 分析背景

隨著經(jīng)濟的發(fā)展,人們對農(nóng)機設備舒適性的要求越來越高。拖拉機方向盤的振動問題備受關注,振動性能成為影響拖拉機銷量的主要因素之一[1-2]。筆者以某四缸拖拉機方向盤為研究對象,針對拖拉機發(fā)動機升速過程中方向盤振動較大的問題,在樣車上進行分析和結構優(yōu)化,改善了方向盤振動性能,解決了方向盤振動異常的問題。

2 問題情況

根據(jù)用戶反饋,某型號拖拉機方向盤在發(fā)動機怠速、升速和最高速時均存在明顯的振動。對筆者采用試驗方法對方向盤振動問題進行排查,試驗設備采用LMS Test.Lab系統(tǒng)。由于篇幅有限,僅介紹升速工況測試情況。對升速工況下發(fā)動機測點進行摸底測試,發(fā)動機測點振動顏色圖如圖1所示。由圖1可知,在升速過程中發(fā)動機的激勵頻率以二階和四階為主,其中二階激勵頻率最為顯著。升速過程中發(fā)動機二階激勵頻率集中在30～80 Hz。

發(fā)動機和方向盤振動響應圖如圖2所示,方向盤振動顏色圖如圖3所示。由圖2和圖3可知,在發(fā)動機升速過程中,方向盤在X、Y、Z三個方向振動起伏均較大,并且振動問題主要是由于方向盤與發(fā)動機的二階激勵頻率產(chǎn)生共振引起的。

3 懸置問題排查及改進

由激勵源角度對方向盤振動問題進行排查,發(fā)現(xiàn)發(fā)動機的激勵通過懸置向車身傳遞,所以首先對懸置隔振效果進行測試分析。通常情況下,隔振效果要求大于15 dB[3]。

▲圖1 發(fā)動機測點振動顏色圖

▲圖2 發(fā)動機和方向盤振動響應圖

通過測試發(fā)現(xiàn)前后懸置隔振效果有較大差異,左前懸置隔振效果基本在20 dB左右,右后懸置隔振效果小于15 dB,不能滿足使用要求。通過實車檢查,發(fā)現(xiàn)后懸置安裝支架平面不符合要求。對實車后懸置安裝支架平面度進行校正不僅成本高,而且操作難度較大,對此,可以從提高懸置性能的角度來解決[4]。

懸置的動剛度是影響隔振效果的主要因素[5],通過測試得到原懸置的軸向動剛度為387 N/mm,經(jīng)對比分析,選擇一款與原懸置結構、尺寸、價格相當?shù)妮S向動剛度為696 N/mm的懸置。

▲圖3 方向盤振動顏色圖

右后懸置更換前后隔振效果對比見表1,通過試驗測試發(fā)現(xiàn)方向盤振動明顯減小。懸置更換前后方向盤振動響應圖如圖4所示,方向盤整體振動加速度有效值約降低40%,主要表現(xiàn)為發(fā)動機轉(zhuǎn)速為1 200 r/min及1 500～2 300 r/min時,X、Y、Z三個方向上的振動均明顯降低。但是,方向盤的振動仍然偏大,需要進一步進行排查。

表1 右后懸置隔振效果對比

4 機身前端問題排查及改進

從傳遞路徑上進行振動問題排查,發(fā)現(xiàn)拖拉機前機艙蓋支架直接連接在車身前圍上,原前機艙蓋支架連接方案如圖5所示。方向盤的轉(zhuǎn)向管柱也直接連接在車身前圍上,因此確認前機艙蓋支架與車身前圍之間的直接連接是導致方向盤振動過大的主要傳遞路徑之一。

斷開前機艙蓋支架與車身前圍之間的連接,發(fā)現(xiàn)方向盤振動整體降低約15%,轉(zhuǎn)速在1 200 r/min及最高轉(zhuǎn)速2 350 r/min附近的振動明顯降低。這說明前機艙蓋的振動對方向盤的振動有較大影響,有必要對前機艙蓋與車身前圍連接這一振動傳遞路徑進行優(yōu)化。對此,筆者設計了新結構的前機艙蓋連接支架。新結構前機艙蓋支架連接方案如圖6所示。這一優(yōu)化設計方案通過在發(fā)動機延伸出的前機艙蓋支架實現(xiàn)連接,可以阻斷前機艙蓋支架與車身前圍連接的這一振動傳遞路徑。

▲圖4 懸置更換前后方向盤振動響應圖

▲圖5 原前機艙蓋支架連接方案

前機艙蓋支架連接優(yōu)化前后方向盤振動響應圖如圖7所示,方向盤振動整體降低約15%。

5 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)問題排查及改進

5.1 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)問題排查

從振動傳遞路徑上進行排查,對方向盤進行頻響測試,得到方向盤系統(tǒng)模態(tài)頻率為27.1Hz。通過模態(tài)測試得到的發(fā)動機怠速模態(tài)頻率為26.7Hz。方向盤模態(tài)頻率與發(fā)動機怠速模態(tài)頻率比較接近,兩者很容易產(chǎn)生耦合,使方向盤產(chǎn)生共振。所以,需要對方向盤系統(tǒng)的模態(tài)進行優(yōu)化,以避開共振頻率[6]。

▲圖6 新結構前機艙蓋支架連接方案

▲圖7 前機艙蓋支架連接優(yōu)化前后方向盤振動響應圖

5.2 改進方案一

考慮優(yōu)化方向盤系統(tǒng)結構來提高模態(tài)頻率,避開共振頻率[7]。筆者采用有限元法計算方向盤子系統(tǒng)模態(tài),然后與試驗進行對比,校核有限元模型,再對結構進行優(yōu)化,來達到提高方向盤子系統(tǒng)模態(tài)頻率的目的。

將方向盤子系統(tǒng)的三維模型導入Hypermesh軟件,采用殼單元建立駕駛室結構有限元模型,焊接單元采用RBE2剛性單元進行模擬。為了節(jié)省計算時間和提高計算精度,對駕駛室模型進行簡化。所建立的方向盤子系統(tǒng)有限元模型如圖8所示。

▲圖8 方向盤子系統(tǒng)有限元模型

筆者應用MSC.Nastran有限元軟件中的蘭喬斯法計算方向盤子系統(tǒng)的結構模態(tài)[8]。通過仿真分析,可知方向盤子系統(tǒng)的一階橫擺振型模態(tài)頻率為27.67 Hz,振型如圖9所示。與原模態(tài)頻率結果27.1 Hz基本一致,說明有限元模型沒有問題,可以在這一模型上進行優(yōu)化。

由方向盤子系統(tǒng)一階橫擺振型可知,方向盤安裝支架在Y向結構較弱,Y向結構強度是模態(tài)優(yōu)化的主要方向,筆者設計了兩種做法。

做法A如圖10所示,在方向盤支架左右兩側(cè)各增加一個5 mm厚、40 mm寬的加強鋼板,材質(zhì)為Q235碳素結構鋼。

做法B如圖11所示,在方向盤支架前方增加一個5 mm厚、40 mm寬的加強鋼板,材質(zhì)為Q235碳素結構鋼。

兩種做法方向盤子系統(tǒng)一階振型如圖12、圖13所示。圖12方向盤子系統(tǒng)一階模態(tài)頻率為39.94 Hz,較改進前的模態(tài)頻率提高約12 Hz,優(yōu)化效果較為顯著。圖13方向盤子系統(tǒng)一階模態(tài)頻率為30.81 Hz,較改進前的模態(tài)頻率提高約3 Hz。

考慮到現(xiàn)場實車沒有實施位置空間進行結構加強,這兩種做法可以作為新車設計時的儲備方案,為新車型設計提供參考[9]。

▲圖10 做法A

▲圖11 做法B

▲圖12 做法A方向盤子系統(tǒng)一階振型

5.3 改進方案二

針對實車現(xiàn)狀,可以通過對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)增加二級隔振來降低方向盤子系統(tǒng)的模態(tài)頻率,達到避振的目的[10]。對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)增加二級隔振的方案進行有限元仿真計算,對隔振墊采用Bush單元進行模擬,對轉(zhuǎn)向管柱采用Solid實體單元進行模擬,轉(zhuǎn)向系統(tǒng)有限元模型如圖14所示。

▲圖13 做法B方向盤子系統(tǒng)一階振型

▲圖14 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)有限元模型

轉(zhuǎn)向系統(tǒng)增加二級隔振后,方向盤子系統(tǒng)一階振型如圖15所示。這一改進方案較改進前的模態(tài)頻率降低2.6 Hz,能夠?qū)崿F(xiàn)避開共振頻率的目的。

▲圖15 增加二級隔振后方向盤子系統(tǒng)一階振型

對拖拉機更換右后懸置,采用新結構前機艙蓋支架連接方案,轉(zhuǎn)向系統(tǒng)增加二級隔振后,在發(fā)動機升速過程中,方向盤振動改善結果見表2,由表2可以看出,經(jīng)過改進后方向盤振動明顯降低,達到預期目標,同時驗證了改進方案的有效性。

表2 方向盤振動改善結果

6 結束語

筆者通過改進,使升速工況下拖拉機方向盤的振動得到改善,并得出四方面結論。

(1)從激勵源角度考慮,四缸拖拉機方向盤振動過大的主要原因是轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)或車身局部模態(tài)與發(fā)動機激勵耦合,導致振動被放大。

(2)從傳遞路徑上對方向盤振動問題進行排查時可以遵循如下排查路徑:首先保證懸置隔振效果能夠達標,然后逐個斷開車身前端部件與車身的連接來排查各部件對方向盤振動的影響,最后對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)連接和模態(tài)問題進行排查。

(3)懸置的動剛度是影響懸置隔振效果的主要因素,懸置的安裝狀態(tài)也會對懸置隔振效果產(chǎn)生較大影響,需要嚴格按照設計要求安裝懸置。

(4)拖拉機方向盤振動機理較為復雜,需要采用完整的源-路徑-響應噪聲、振動、聲振粗糙度流程來解決方向盤振動異常問題,進而達到預期的改進目標。