某商用车高速行驶方向盘剧烈振动问题研究

2021-07-03李里姜建中王悦么晶晶孙佳伟

汽车实用技术 2021年12期

李里，姜建中，王悦，么晶晶，孙佳伟

（北汽福田汽车股份有限公司，北京 102206）

前言

方向盘作为驾驶员暴露接触端，评估其振动影响需重点考虑振动强度和频率因素。根据暴露界限、疲劳-功效降低界限及舒适性降低界限判断标准，特定频率下的异常振动不仅能降低人的工作效能，更会损害人体健康[1-2]。目前国内整车厂对解决方向盘振动问题的措施主要有：通过优化转向管柱、横梁以及方向盘自身的固有频率以改善方向盘异常振动[3-6]；通过轮胎的非均匀性、轮胎气压、制动扭矩波动等手段以降低轮胎传递激励，从而减小工况下方向盘的振动[7-8]。

本文借鉴了上述文献的整改经验，优化过程中采用阶次分析和工作变形分析等手段，排查确认传动轴激励对行驶工况方向盘的振动影响更为显著。通过多轮对比验证，提出关键零部件的质量控制需求，为类似问题的改善和优化提供可借鉴经验。

1 问题背景

某型商用车试验样车经主观驾评反馈，行驶至85km/h及以上速度时即出现方向盘剧烈振动现象，打手感严重，且该现象伴随高速行驶工况一直存在。该现象的发生与车速密切相关，并考虑到高速行驶为商用车运载常用工况之一，样车如果未解决该问题便投放市场，必然引起顾客抱怨，影响品牌竞争力。因此，查找该问题的关键原因和研究解决方案迫在眉睫。

1.1 相关测试

方向盘振动测点布置如图1所示。方向盘手握位置多集中在3点和9点处，故选取9点位置振动信息进行特征分析和对比验证。样车共8个前进挡，7和8挡均可行驶至85km/h，为能获取更多振动信号的动态特征，选用第7、8两挡进行加速工况测试，并增加定置空挡缓加速工况测试。

图1 振动测点布置图

样车加速工况测试结果如图2所示。图中方向盘振动曲线所示，样车分别使用7、8挡加速行驶达到85km/h附近时（7、8加速挡工况下对应发动机转速为2350r/min、1750r/min左右），方向盘振动值分别为达5.3m/s2和6.8m/s2，且振动曲线呈陡然上升趋势，与主观感受一致。

图2 定置空挡及7、8挡加速行驶方向盘振动对比图

结合图中右侧加速工况colormap图可知，7、8挡加速工况主要激励阶次分别为0.74和1.00，分别作激励阶次切片处理并放置左图Overall曲线中对比，图中可见，该两个阶次是高速行驶方向盘剧烈抖动的绝对贡献。此外，在28Hz-30Hz范围存在共振带，将频率范围内的激励阶次放大。样车原地空挡缓加速工况，发动机高转速1800r/min至2500r/min范围内无异常振动。

综合上述分析：不同挡位加速工况问题发生车速和激励阶次不同，但频率一致；原地空挡缓加速工况高转速区间无异常振动。可确定排查对象为行驶系统和转向系统。

2 原因分析与问题排查

2.1 转向系统排查

对样车转向系统进行评估，因整车状态下转向系统布局紧促，采用常规模态试验等手段获取的信号信噪比较差。本文通过对样车转向系统（含转向管柱、管梁和方向盘）进行CAE仿真分析以获取优化方向，得模态振型信息如图3所示。转向系统在28.9Hz存在模态固有频率，其振型为一阶垂向弯曲。

图3 转向系统模态仿真结果

结合模态仿真结果，样车7、8挡85km/h行驶工况下传动轴激励频率处于28Hz-30Hz附近，与转向系统一阶垂向弯曲模态耦合，进而导致转向系统振动加剧。

2.2 行驶传动系统排查

综合考虑上述各工况客观测试数据的特征，即不同挡位加速行驶下方向盘激励阶次不同，且原地空挡缓加速工况无异常振动现象，因此将底盘传动和行驶系统作为主要排查方向。

本文采用阶次分析法进行问题诊断，样车发动机为四缸形式，发动机点火激励阶次为2阶，曲轴激励阶次为1阶，传动轴和轮胎的激励阶次计算公式分别如式（1）和式（2）所示：

式中，it为变速箱对应挡位速比；im为后桥主减齿轮速比。试验样车变速箱7、8挡速比分别为1.35和1.00；后桥主减速比为5.876。

根据上式进行计算，7、8挡加速行驶工况下基于基频的传动轴激励阶次分别为0.74和1.00；轮胎激励阶次为0.12和0.17。传动轴激励阶次与客观测试数据中的阶次特征一致，初步判断异常振动现象主要由传动系统导致。为能准确排查问题产生原因并对理论分析进行验证，对样车车架、前后桥以及传动轴前后连接吊挂布置振动测点（如图4所示），进行7、8挡加速行驶工况测试。

图4 传动轴吊挂和前桥振动测点

测得7、8挡加速工况，前、后桥和传动轴吊挂测点的振动colormap图如图5、6所示。前、后桥在7、8挡加速行驶工况下存在对应0.73和1.00的激励阶次，但由于振幅较低，应为振动传递导致而非主要振源。前、后传动轴吊挂在工况下的传动轴阶次激励明显，振动振幅明显高于底盘系统其余个测点，且与理论分析特征基本一致，说明传动轴是异常振动现象的主要贡献。

图5 7、8挡加速行驶工况前、后桥振动彩图

图6 7、8挡加速行驶工况传动轴前、后吊挂振动彩图

为更直接了解振动特点，采用工作变形分析方法（Opera-tional Deflection Shape，ODS）对振动现象进行复现。该分析方法实际上是各阶模态的的线性叠加，可直接使用各个测量数据查看某一频率下的实际变形。测试工况为85km/h匀速行驶近稳态工况，布置方向盘，前、后桥、车架和传动轴吊挂等测点。工况下各测点中振动量级最高为传动轴前、后吊挂Z向，28.5Hz处峰值明显，振幅最大可达9.68m/s2。提取工况下振型如图8所示，振型信息显示传动轴前、后吊挂延Z向平动，且吊挂Z向振幅最大，方向盘为摆动振型。其余测点无明显异常。

图7 85km/h匀速行驶工况传动轴前、后吊挂振动频谱

图8 85km/h匀速行驶工况28.5Hz底盘系统工作变形

3 优化方案与验证

综上所述，结合工况特征、阶次分析以及工作变形分析验证，可确定高速行驶方向盘剧烈抖动现象的激励源为传动轴，通过传转向系统作为传递路径，最终通过方向盘作为响应点被感知。

解决共振现象最优办法为错开结构固有频率和激励频率，以及抑制激励。假设简谐力作用下运动微分方程一般形式如下：

式中[M]、[C]、[K]分别为系统的质量、阻尼和刚度矩阵，H为激励力幅值，ω为激励力圆频率。

考虑到阻尼对振型和固有频率影响较小，并设解为：{x}={φ}eiωx，从而简化振动特征方程为：

通过上述理论推导可知，提升系统固有频率最直接有效的方式为提升系统刚度或减小系统质量。为充分分析各环节的贡献程度，本文分别从传递路径和激励源两个角度进行优化整改和验证。

3.1 转向系统优化（传递路径）

为解决因激励频率与结构固有模态频率耦合而导致的共振问题，本文采用优化转向系统结构以提升模态固有频率的方式，从而减轻方向盘在工况下的剧烈抖动。转向系统优化细节如图9所示。通过增加转向横梁与前围连接支架，同时更换轻量化方向盘。

图9 转向系统仿真模型

经仿真计算，优化转向系统结构后一阶垂向弯曲模态频率从28.3Hz提升至29.7Hz，如图10所示。需考虑到实车状态下转向系统内部布置紧促，多数结构为保证其功用性难以修改调整，该方案可工程化实现且模态频率提升已为极限。

图10 转向系统模态仿真结果

对优化后方案进行8挡加速工况方向盘振动测试，分别提取优化和初始状态方向盘振动测点1阶次激励曲线进行对比，如图11所示。转向系统优化后，加速行驶至85km/h速度附近方向盘打手感减轻，客观测试表明工况下方向盘振动由初始状态的6.0m/s2降低至5.2m/s2左右，且优化后出现振动峰值对应的发动机转速从初始状态下1750r/min提升至1810r/min。