某商用车怠速方向盘振动优化

涂晴，邓磊，夏林林，陈东，靖娟

（1.江铃汽车股份有限公司产品开发技术中心，江西 南昌 330052；2.江西省汽车噪声与振动重点实验室，江西 南昌 330052；3.江西制造职业技术学院，江西 南昌 330052）

前言

怠速工况下方向盘振动是汽车NVH性能（噪声、振动、声振粗糙度）重要评价指标之一，整车研发过程中需要优先考虑。方向盘直接与驾驶员接触，若振动偏大易影响该车舒适性，导致用户抱怨，最终造成厂商重大损失。因此，对怠速工况下方向盘振动的优化研究具有重要工程意义[1]。

王若平等[2]通过测试发现冷却模块对方向盘振动贡献量较大，最后通过提高冷却模块减振垫刚度和调整冷却风扇转速，有效降低了方向盘振动。卢礼华等[3]将怠速振动试验和有限元方法结合寻找到最佳优化方案，结果表明方向盘的振动响应得到明显改善。Bianchini[4]通过在转向柱上增加主动控制系统，对怠速时方向盘的振动消除有显著效果。史文库等[5]通过振动测试和模态分析方法对发动机怠速下的转向系统分析，发现方向盘模态频率与发动机二阶频率非常接近，导致方向盘产生共振，最后通过优化方向盘结构和轻量化设计降低了方向盘的振动。

本文针对某商用车不开空调怠速工况下方向盘振动过大问题，分别对方向盘主要传递路径及响应点进行测试以及CAE分析，分析出方向盘振动频率接近发动机激励频率、同时转向器到方向盘这一传递路径恶化，其中管梁与车身前围连接件刚度偏弱是导致方向盘振动的最主要原因，最终造成方向盘振动过大。最后通过提高管梁与车身前围连接件刚度，改善传递路径，方向盘振动明显得到降低。最后实车验证了该方案的可行性，怠速方向盘振动达到了预期目标值。

1 方向盘振动产生原理

怠速时方向盘的振动是由激励源经过传递路径传递到方向盘的结果，当激励频率和方向盘的固有频率相同或者接近时，方向盘发生共振，造成振动过大。

图1 方向盘振动传递路径

2 方向盘抖动问题分析

2.1 振动传递路径测试

传递路径分析(TPA，Transfer Path Analysis)是一种能将试验测试和CAE分析相结合来分析噪声振动的有效方法，其主要是为了研究能量的传递。定义方向盘坐标系：方向盘中心点定义为原点O；X轴定义为方向盘平面与整车纵向平面的交线，规定汽车前进方向为正；与整车坐标系Y轴平行定义为方向盘Y轴，左为正；与方向盘平面垂直为Z轴，向上为正。

在怠速AC OFF工况下，按本文所定义局部坐标系在某商用车和竞品车的方向盘12点位置以及悬置主动端、悬置被动端、转向器布置加速度传感器[6]。表1为怠速工况下振动测试结果，表中数值为各加速度传感器X/Y/Z三个方向振动值平方和的平方根值，称为RSS值，如下公式所示：

图2 方向盘振动测试

表2为方向盘各方向振动值（g），通过对比表1、2中数值，可知，某商用车怠速方向盘振动比竞品车差主要是在转向器到方向盘这一段传递路径被放大；主要体现在Z方向的振动。

表1 怠速工况下振动RSS值（g）

表2 方向盘各方向振动值（g）

2.2 转向系统模态分析

2.2.1 方向盘频响测试

方向盘12点位置布置三方向加速度传感器，测试方向盘频率时关闭发动机。本文商用车的发动机为四缸机，激励频率计算可用如下公式。

式中，n表示为发动机转速，r表示为发动机缸数[7]。

怠速AC OFF工况下发动机转速大概为800r/min，发动机二阶频率为26.7Hz，四阶频率为53.3Hz。该商用车方向盘X/Y/Z方向频响测试数据见图3，表3为方向盘模态频率大小。在Z向有一个52.4HZ的固有频率，与发动机激励53.3Hz较为接近，易引起方向盘共振，导致方向盘振动过大。

图3 方向盘频响测试

表3 方向盘模态

2.2.2 转向系统有限元模态分析

图4 方向盘X方向振型

按实车状态建立整车（部分车身）转向系统有限元模型，部件之间按实车进行连接和重量配重，按实际情况进行边界约束。分析得到方向盘X方向振动频率为32.28Hz（图4）；Y方向振动频率为40.6Hz（图5）；Z方向振动频率为50.66Hz（图6）。

图5 方向盘Y方向振型

图6 方向盘Z方向振型

表4 CAE计算值与测试值对比

从CAE分析结果与频响测试结果来看，由于有限元建模过程中未考虑仪表板系统的质量以及阻尼等因素，但分析结果误差仅在 8%以内，建立的转向系统模型准确性较高，有限元模型可用于方向盘的振动优化。

3 控制措施

图7 优化后转向系统连接件结构

降低发动机怠速工况下方向盘振动最有效的途径是隔振、减振和避开发动机激励频率。本文通过主要传递路径分析、频响测试分析以及CAE分析，最终确认了转向器到方向盘这一传递路径恶化，其中管梁与车身前围连接件刚度偏弱是导致方向盘振动的最主要原因。本文通过提高管梁与车身前围连接件的刚度，优化主要传递路径，达到减振效果[8]。

管梁与前围的连接件进行结构优化，如图7所示。分别对优化前后的转向系统进行方向盘振动响应点分析，振动结果见图8所示。通过对比优化前后方向盘响应点结果，可知方向盘三个方向振动均有明显的降低，其中X和Z方向下降较为明显。

图8 优化前后方向盘振动对比

4 优化方案验证

根据 CAE优化结果，确定了管梁与前围连接件优化方案，对优化后的连接件进行了样件制作，将样件装于实车。将三方向加速度传感器布置于方向盘12点位置，测量其在怠速工况下方向盘的振动水平，振动总值如表5所示。从测试结果可知，优化后方向盘振动总值明显降低，抖动得到有效改善。

表5 怠速工况下方向盘振动RSS值（g）

5 结论

针对怠速工况下某商用车方向盘振动过大问题，通过传递路径、频响测试及CAE分析，判断出转向器到方向盘这一传递路径恶化、方向盘振动频率接近发动机激励频率，最终导致方向盘共振。运用有限元方法快速寻找到降低方向盘振动的优化方案，最后根据提出的优化方案制作样件并装车实车验证，试验结果表明优化方案能够有效地降低方向盘的振动，振动RSS值好于竞品车，主观评价达到设定目标。将有限元方法与试验测试方法有效结合，可以准确找到问题原因并快速提出解决问题的优化方案，大大缩短时间并减少成本。本文的研究思路可为其它方向盘的减振工作提供参考，在汽车NVH应用中具有工程实际意义。

[1] 徐猛,张俊红,何伟举,等.动力吸振器在方向盘NVH性能优化中的应用[J].噪声与振动控制,2013,(3)：138-141.

[2] 王若平,黄杰.基于LMS 的怠速状态方向盘振动试验研究[J].郑州大学学报(工学版),2016,(37)：83-87.

[3] 卢礼华,单峰,邹杰,等.基于有限元技术和试验模态的方向盘优化设计[J].合肥工业大学学报（自然科学版,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] 史文库,邬广铭,陈志勇,等.商用车发动机怠速运转方向盘抖动控制研究[J].振动与冲击,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] 庞剑,谌刚,何华.汽车噪声与振动—理论与应用[M].北京：北京理工大学出版社,2006.

[8] 高云凯,蓝晓理,陈鑫.轿车车身模态修改灵敏度计算分析[J].汽车工程 2001(5)：332-335.