某型牵引车方向盘低速共振问题诊断与解决

梁长佳

（安徽合力股份有限公司，安徽 合肥 230000）

1 引言

有关结构共振问题的研究，已有相当多的研究成果可以参考，就解决思路上来看，常见的是基于优化结构自身模态参数，如质量、刚度等，避开主要励磁频率，这种解决共振问题的思路比较常见，而且对其他部件影响较小。其他较为常见的方案也有从传递路径改善方向去考虑，分析优化振动传递路径上的隔振方案，减少振动传递，这种思路实施过程虽相比前者较为复杂，但优化效果往往比较显著。在本文中，笔者从该车辆振动传递路径上的动力悬置系统隔振性能分析出发，简要介绍研究解决方向盘低速共振问题。

2 问题现状

某型牵引车在低速阶段方向盘等测点振动较大，研究人员选取方向盘、车架等位置作为测点，对该车辆整体振动情况进行摸底测试，如图2、图3所示，测试工况为怠速到全速段，获取各测点振动加速度曲线，如图1所示。

图1 振动曲线

图2 测试现场

图3 方向盘测点

从图1上来看，方向盘、车架和脚底板测点在800～1 200 r/min转速区间里都出现较高峰值。方向盘测点如图3所示，为人体直接接触位置，为重点关注测点。从方向盘测点振动曲线上可知，在发动机800 r/min和1 140 r/min左右，其振动加速度值都超过10 m/s，主观感受振动较大，依据经验推测该车型方向盘结构在以上两个转速点可能存在共振问题。

为了验证以上推测结论，首先基于Altair Hyper Works对该方向盘结构做约束状态下的模态进行仿真计算，提取各阶模态频率和振型，如图4所示。

图4 前6阶模态频率和振型

该车型配置直列四缸四冲程柴油发动机，其主要扭矩扰动励磁频率为曲轴转频的2阶及其倍频，扭矩扰动激励频率计算公式为

式中，

f

是扭矩扰动频率，Hz；

N

是气缸数；

n

是曲轴转速，单位为r/min；

C

是发动机冲程数。

由上述式（1）求解出发动机在800 r/min和1 140 r/min转速下的主要励磁频率为26.7 Hz和38 Hz，参考图4仿真分析模态结果可知，以上两个转速下的励磁频率与方向盘结构模态仿真计算结果的1阶和2阶频率值较为接近，由此初步判断该方向盘结构存在共振问题。对于该问题处理办法可以通过增强方向盘总成等相关部件刚度，提高模态频率，避开发动机低速励磁区间等，该车型方向盘总成属于外购件，改善过程中存在技术协调和成本控制诸多问题，所以在本文中笔者尝试从振动传递路径上着手，对该车型现有动力悬置系统隔振性能进行诊断分析，验证该动力悬置系统隔振是否设计合理并存在可改善的空间。

3 动力悬置系统隔振性能诊断

该车型动力总成的发动机和变速箱左右两边各一个减振垫安装底脚，如图5所示，如图中红色圆圈所示，每个底脚安装减振垫后与车架底脚用螺栓紧固连接。本项目中测试软件与硬件为西门子Simcenter Testlab和Scadas Mobile Front-End，其中运用Testlab Signature信号采集模块获取该动力总成四个底脚减振垫在

X

、

Y

、

Z

三个方向上的振动传递情况如图6所示。

图5 动力总成悬置模型

图6 发动机变速箱底脚振动传递对比

从以上对比曲线可以看出，现有的动力总成底脚减振垫隔振效果总体较差，尤其是变速箱

Y

向、发动机

Z

向隔振较差，这可能存在悬置设计不合理，所导致动力总成不同自由度方向发生振动耦合，造成振动放大。

下一步，在西门子Testlab Impact Testing里建立锤击几何模型，如图7所示，采用固定响应点，移动力锤敲击励磁的方法获取在整车约束安装状态下的动力总成试验频率响应曲线Sum值，如图8所示，从频响曲线上来看，动力总成刚体模态频率峰值频带分布较宽，主要分布在17～22 Hz、30～35 Hz两个频带范围内，尤其30～35 Hz这个响应频带数值较高，且峰值点较多。该动力总成刚体模态频率较高，位于发动机低速阶段的励磁频率范围内，在该状况下，发动机工作时极易导致动力总成共振且发生多自由度方向上的耦合振动，进而会对车架部件（如方向盘总成等）振动产生较大影响，由上述分析可知，动力总成悬置设计有待进一步优化，动力总成刚体模态频率较高，某些自由度方向上振型解耦较差，下一步着手对该动力总成悬置系统进行优化。

图7 Testlab Impact Testing几何模型

图8 频响曲线SUM值

4 动力悬置系统刚体模态计算及优化

为了对现有动力总成进行刚体模态计算，首先需获取该动力总成的质量参数（如质量、质心位置和转动惯量）、底脚位置坐标和减振垫刚度相关参数，基于Altair Motion View建立该车型动力总成多体计算模型，如图9所示，模型中略去动力总成几何体，用质量点和质量参数来代替动力总成，依据底脚位置坐标、减振垫刚度和安装角度等参数建立减振垫模型，最后求解出该动力总成悬置系统的刚体模态频率及其各自由度方向上的能量分布，见表1。

图9 Altair MotionView中动力总成计算模型

表1 刚体模态频率及能量分布

?

从计算结果来看：①该动力总成刚体模态仿真计算结果最大固有频率为36 Hz，与试验获取的频响结果较一致，已超过发动机怠速励磁频率20 Hz，在加速过程中会导致动力总成悬置系统发生共振；②从动力总成各自由度能量分布来看，在主要关注方向

Z

轴和绕

X

轴上能量分布分别为51%和49%，解耦度较差，存在耦合振动。下一步优化工作是在给定的设计区间内，以减振垫刚度和支脚位置坐标

X

、

Y

、

Z

为设计变量，总成刚体模态频率（6～17 Hz）为约束和各方向解耦率为优化目标，进行多目标优化计算，详细优化过程本文不过多赘述。

最优计算结果见表2、表3，其中包括设计变量变化值、刚体模态频率和能量分布大小。

表2 变量优化

?

表3 优化的刚体模态频率及能量分布

?

从表3结果上看，动力总成刚体模态频率最大值从原始36.5 Hz下降到15.5 Hz，低于发动机怠速主要励磁频率20 Hz，

Z

轴和绕

X

轴上能量分布分别提升至60%和90%，受限于实际条件约束，

Z

轴未能达到80%，但已相对有了改善，按照该优化方案实施设计更改。方案实施后，对动力总成进行搭载整车后的试验频响验证和方向盘等测点振动测试评价。

从试验频响和振动结果对比上看，如图10、图11所示，动力总成刚体模态最高频率从原始的35 Hz下降至16 Hz附近，和多体计算结果一致，能很好避开发动机低速主要励磁频率区间，方向盘怠速振动值相对下降70%以上，改善效果比较明显。

图10 试验频响

图11 振动结果对比

5 结束语

基于该车型方向盘共振问题，笔者运用试验频响测试和刚体模态计算等手段，诊断动力总成悬置存在的问题，并实施优化方案，对整改后样车进一步用试验验证改善效果，从结果对比上来看，该方案较好地改善了方向盘低速共振问题，同时减少对方向盘总成重新开发所带来的费用投入，降低改善成本，并缩短问题解决周期。