基于LMS的怠速狀態(tài)方向盤振動試驗研究

王若平，黃　杰

(江蘇大學 汽車與交通工程學院，江蘇 鎮(zhèn)江 212013)

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基于LMS的怠速狀態(tài)方向盤振動試驗研究

王若平，黃杰

(江蘇大學 汽車與交通工程學院，江蘇 鎮(zhèn)江 212013)

摘要：對某車型轎車進行整車NVH性能主觀評價時發(fā)現(xiàn)，經(jīng)過懸置調(diào)校后，怠速空調(diào)工況下方向盤振動仍過大，影響整車的舒適性.針對此問題，采用LMS TEST.Lab設(shè)備對怠速方向盤振動進行測試，初步判斷為冷卻風扇基頻對方向盤抖動有較大影響.運用試驗模態(tài)分析理論和方法分別對激勵源、主要傳遞路徑和響應點進行分析，發(fā)現(xiàn)該車冷卻模塊(CRFM)和方向盤模態(tài)參數(shù)與冷卻風扇基頻相一致.試驗結(jié)果表明：結(jié)合整車實際情況，通過改善減振墊結(jié)構(gòu)及調(diào)節(jié)冷卻風扇轉(zhuǎn)速的優(yōu)化，可使方向盤抖動明顯降低.

關(guān)鍵詞：方向盤；振動；LMS；冷卻風扇；模態(tài)分析

0引言

方向盤是駕駛員操控的部件，其振動過大易使駕駛員產(chǎn)生疲勞，對整車舒適性也有不利影響.為了解決怠速時方向盤抖動的問題，許多學者對其展開了大量研究.姚運仕等[1]等通過改變雙冷卻風扇的轉(zhuǎn)速差，破壞形成“拍振”的條件，解決了怠速時方向盤抖動問題；郭文洋等[2]等調(diào)整冷卻風扇靜不平衡值和改變其隔振墊的Z向剛度和硬度值，使怠速時方向盤振動得到抑制；Bianchini[3]將一套主動控制系統(tǒng)安裝在轉(zhuǎn)向柱上，用以消除怠速轉(zhuǎn)向盤振動；Kim等[4]研究轉(zhuǎn)向支架及轉(zhuǎn)向柱剛度避開怠速共振頻率，來緩解振動.

筆者針對怠速開空調(diào)工況方向盤振動偏大的問題，利用試驗模態(tài)分析理論和方法分別對激勵源、主要傳遞路徑及響應點進行分析，找出根源所在，并對方向盤抖動加以抑制，為解決類似工程問題提供了一種有效方法.

1試驗模態(tài)分析理論和方法

具有彈簧-阻尼-質(zhì)量的單、多自由度振動系統(tǒng)受到外界激勵的作用，根據(jù)牛頓第二定律，其一般微分方程為:

(1)

引入{x}={Φ}{q}，{Φ}、{q}分別為模態(tài)矩陣和模態(tài)坐標，上式可變換為模態(tài)解耦方程：

(2)

其中，第r階模態(tài)方程為：

(Kr-w2Mr+jwCr)qr=Fr.

(3)

由式(3)得

(4)

結(jié)構(gòu)上某點l的響應為

(5)

假設(shè)激勵力fp(w)位于p點，模態(tài)力則為

Fr=φprfp(w).

(6)

將式(6)代入式(4)中,得

(7)

將式(7)代入式(5)中得：

(8)

則點l與激勵力點p之間的頻響函數(shù)(FRF)為:

(9)

經(jīng)化簡,得

(10)

試驗模態(tài)分析方法：使用試驗測試設(shè)備，采集結(jié)構(gòu)件上某些測點的動態(tài)輸出和輸入數(shù)據(jù)，將其轉(zhuǎn)化為頻率響應函數(shù)FRF矩陣，然后經(jīng)過模態(tài)參數(shù)的識別就能得到系統(tǒng)的模態(tài)參數(shù)wr、εr和振型φr.

2怠速方向盤振動試驗與分析

影響汽車怠速開空調(diào)時方向盤振動的主要因素有:發(fā)動機振動、冷卻模塊(CRFM)系統(tǒng)引起的振動——風扇振動和空調(diào)壓縮機振動、減振墊對CRFM振動的衰減效果等[6].為了判斷各影響因素對方向盤振動的影響程度進行如下試驗.

采用LMSTEST.Lab設(shè)備中的Signature模塊，分別在實車怠速關(guān)空調(diào)(默認風扇不運轉(zhuǎn))和怠速開空調(diào)工況下，對方向盤12點方向進行測試.測試坐標定義為整車坐標，振動傳感器布置如圖1.該車怠速方向盤振加速度均方根值見表1，振動加速度頻譜圖見圖2.

圖1　方向盤上振動傳感器測點布置Fig.1　Position of acceleration sensor on thesteering wheel

從表1可見，怠速關(guān)空調(diào)工況，方向盤3個方向振動值均小于0.2m/s2，方向盤振動影響較??；怠速開空調(diào)工況時，方向盤3個方向中X、Y向振動都超過0.6m/s2，特別是X向振動為1.29m/s2，主觀感覺較差，這會對駕駛員有較大的負面影響，需要加以抑制.

表1　方向盤振動加速度均方根值

圖2　怠速開空調(diào)工況方向盤振動頻譜圖Fig.2　The idle vibration frequency response ofsteering wheel with AC ON

由圖2可知，怠速開空調(diào)工況，發(fā)動機點火階次頻率特征明顯，峰值頻率分別對應發(fā)動機二階點火頻率及其倍頻.發(fā)動機二階點火基頻約為26.7Hz，對應發(fā)動機轉(zhuǎn)速800r/min，冷卻風扇轉(zhuǎn)速為2 400r/min，對應頻譜圖中的40Hz.振動頻譜中冷卻風扇轉(zhuǎn)動基頻的幅值遠高于發(fā)動機二階點火頻率的幅值，二者相差10倍以上.因此，可以判斷冷卻風扇振動基頻對方向盤抖動有較大影響.

3“源—路徑—響應點”分析

3.1激勵源

雖然冷卻風扇有嚴格的動不平衡限值，但由于制造、安裝等因素的影響仍不可避免地存在微小的動不平衡量，高速轉(zhuǎn)動時形成激勵源，引起車輛的振動和噪聲[7-8].當動不平衡量不符合要求時，將引起風扇本體振動過大，從而導致駕駛室內(nèi)方向盤振動過大.檢查供應商提供的產(chǎn)品報告，結(jié)果顯示，該車冷卻風扇的動不平衡量為15g·mm，在目標值(30g·mm)以內(nèi)，符合要求.

由表2中可以看出，使用BIC信息準則，得到現(xiàn)貨與1月、2月、3月和4月期貨合約下的領(lǐng)先、滯后階數(shù)K分別為1、2、3和4，β的估計值分別為0.9937、0.9760、0.9624和0.9514，均非常接近1；殘差ADF檢驗結(jié)果顯示，現(xiàn)貨分別與4個期貨合約均具有協(xié)整關(guān)系。由于協(xié)整關(guān)系僅是無偏性假說成立的一個必要條件，還需要進一步檢驗β=1是否成立；Wald檢驗檢驗結(jié)果顯示，現(xiàn)貨與1月期合約下，β=1成立，而其他幾個合約下β=1均不成立，說明原油期貨市場在短期是有效的，但在長期是非有效的。

3.2傳遞路徑分析

冷卻風扇到方向盤的主要傳遞路徑：冷卻風扇產(chǎn)生的振動經(jīng)減振墊后傳遞到車身縱梁，然后傳遞到轉(zhuǎn)向管柱引起方向盤振動.

3.2.1冷卻模塊剛體模態(tài)試驗

冷卻模塊由冷凝器、散熱器和冷卻風扇等組成.其剛體模態(tài)的模態(tài)參數(shù)，不是由結(jié)構(gòu)本身的動力特性求得的，而是由結(jié)構(gòu)的邊界條件(支承剛度和阻尼)決定的.影響剛體模態(tài)的因素包括剛體四周的支承元件剛度和阻尼特性，以及剛體本身的質(zhì)量等等,因此，減振墊對CRFM剛體模態(tài)有較大影響.

采用LMSTEST.Lab中的Impacttesting模塊對該車實車狀態(tài)下的CRFM進行測試.試驗時對冷卻風扇進行單點激勵，激勵力由力錘錘擊產(chǎn)生，激勵力方向為X、Y、Z 3個方向，為了更好激起6個方向的模態(tài)值，進行多點激振.并利用ModalAnalysis模塊進行后處理，得到各測點的傳遞函數(shù)、相干函數(shù)及功率譜圖，經(jīng)綜合分析得出各方向的模態(tài)值見表2，Rz方向振型圖如圖3.

表2　CRFM6個方向的振動頻率及振型

圖3　CRFM的Rz方向的固有頻率振型圖Fig.3　Rz direction Modal frequency and shapes of CRFM

3.2.2車身模態(tài)試驗

表3　車身前5階振動頻率及振型

由表3可見，車身前5階模態(tài)避開發(fā)動機點火頻率及其倍頻和冷卻風扇基頻，基本排除車身共振的可能.

3.3方向盤模態(tài)試驗

靜止狀態(tài)下，采用LMSTEST.Lab設(shè)備，對實車方向盤約束狀態(tài)下進行模態(tài)試驗，其模態(tài)頻率可通過頻率響應函數(shù)分析方法(FRF)獲得.

圖4所示為通過錘擊法測得的方向盤上測點的頻響函數(shù)曲線，其中，激勵點和響應點均為方向盤12點方向.由圖4中可知，實車約束狀態(tài)下方向盤剛度較之自由狀態(tài)發(fā)生了顯著變化，從而產(chǎn)生了大約為40Hz和42Hz的兩階模態(tài).怠速開空調(diào)工況時的風扇轉(zhuǎn)動基頻為40Hz，正好與方向盤約束狀態(tài)參數(shù)耦合，也是導致方向盤抖動的主要原因之一.

圖4　方向盤上測點頻響函數(shù)幅頻特性Fig.4　The FRF of test point on the steering wheel

從上面分析可以看出，影響方向盤抖動的主要因素有二個：一是CRFM的Rz向振動頻率與風扇基頻耦合，減振墊該方向的衰減振動能力較差；二是風扇激勵力頻率與方向盤模態(tài)參數(shù)耦合.

4方向盤振動控制及試驗驗證

(1)改變減振墊的結(jié)構(gòu)，衰減更多的振動能力，降低方向盤振動.由于CRFM的Rz向的振動頻率與冷卻風扇基頻耦合，且整個總成質(zhì)量主要壓在下減振墊上，筆者只針對下減振墊X、Y方向進行優(yōu)化.結(jié)構(gòu)調(diào)整后，改變其受力面積及受力方式，使X、Y向剛度增加.優(yōu)化前后減振墊結(jié)構(gòu)如圖5所示.

圖5　優(yōu)化前后減振墊結(jié)構(gòu)對比Fig.5　Comparison of the isolator’s construction beforeand after optimization

采用LMSTEST.Lab設(shè)備，分別測試減振墊優(yōu)化后的CRFM剛體模態(tài)和怠速方向盤振動加速度.優(yōu)化前后CRFM的X向FRF對比如圖6所示,方向盤振動加速度如表4所示.

圖6　減振墊優(yōu)化前后CRFM的X向頻響函數(shù)幅頻 特性對比Fig.6　Comparison of the X-FRF of CRFM beforeand after isolator optimization表4　減振墊優(yōu)化后方向盤振動加速度均方根值Tab.4　The vibration acceleration RMS of steeringwheel after isolator optimization

測試工況方向盤12點振動/(m·s-2)XYZ怠速關(guān)空調(diào)0.160.090.10怠速開空調(diào)0.770.280.18

由圖6可知，優(yōu)化后Rz方向的振動頻率提高到49.2Hz，避開了冷卻風扇基頻頻率，且該頻率下幅值變化較明顯；Tx方向的振動頻率增加1Hz左右，也滿足隔振的要求.

由表4可見，優(yōu)化后，方向盤3個方向振動均減小，X向振動減小到0.77m/s2，Y向振動減小到0.28m/s2，主觀評價不能接受，還需繼續(xù)優(yōu)化.

(2)在滿足發(fā)動機散熱要求基礎(chǔ)上，改變冷卻風扇的轉(zhuǎn)速，避免其基頻頻率和方向盤模態(tài)參數(shù)耦合，同時也避開與CRFM、車身等主要模態(tài)參數(shù)耦合.改變轉(zhuǎn)速后，冷卻風扇高低轉(zhuǎn)速分別為2 200r/min和1 950r/min.采用LMSTEST.Lab設(shè)備，測試改變轉(zhuǎn)速后怠速開空調(diào)方向盤振動加速度，測試結(jié)果如圖7所示.

圖7　改變風扇轉(zhuǎn)速怠速開空調(diào)工況下方向盤振動頻譜圖Fig.7　The idle vibration frequency response of steeringwheel with AC ON after regulating the rotatespeed of cooling fan

由圖7可知，改變轉(zhuǎn)速后冷卻風扇基頻能量明顯降低，與發(fā)動機二階點火頻率能量相差不大；方向盤3個方向加速度也明顯降低，特別是X向由最初的1.29m/s2降到0.37m/s2，主觀感覺能夠接受，方向盤抖動問題得到明顯改善.

5結(jié)論

(1)針對影響汽車怠速開空調(diào)時方向盤振動的主要因素，進行振動測試.通過振動頻譜圖分析判斷出冷卻風扇基頻對方向盤抖動有較大影響，再利用“源—路徑—響應點”的思路，可知方向盤振動偏大的主要原因是:①CRFM的Rz向模態(tài)頻率與冷卻風扇基頻頻率耦合，導致減振墊該方向?qū)RFM振動衰減能力較差；②整車方向盤模態(tài)參數(shù)與冷卻風扇基頻頻率耦合.

(2)原結(jié)構(gòu)減振墊X、Y向剛度稍偏低，為此,改變其受力面積和受力方式，提高X、Y向剛度值，優(yōu)化后方向盤振動減小，但主觀評價仍不可接受；且由于抖動原因主要與冷卻風扇基頻有關(guān)，故而調(diào)整其轉(zhuǎn)速后，方向盤抖動得到有效的抑制.

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Test Investigation on the Vibration of Steering Wheel under Idling Based on LMS

WANG Ruoping, HUANG Jie

(SchoolofAutomotiveandTrafficEngineering,JiangsuUniversity,Zhenjiang212013,China)

Abstract:In the process of NVH subjective evaluation of a car, after the calibration of the mount system, the vibration of the steering wheel was found to be still overlarge under the idle condition when the air conditioning (AC) was switched on, which severely affected the cosiness of the vehicle. The idle vibration test of steering wheel with LMS TEST.Lab was done to solve the problem. The conclusion is that the rotating speed frequency of the cooling fan had a great impact on the steering wheel vibration. By using experimental modal analysis theory and method to search the excitation source, the main transfer path and the response points, it was observed that modal parameter of condenser-radiator-fan module (CRFM) and steering wheel were identical with cooling fan’s rotation frequency. In view of the actual situation of the vehicle,then, the isolator’s construction and cooling fan’s rotation were adjusted. The test results showed that the shake of steering wheel was decreased obviously after the optimization.

Key words:steering wheel; vibration; LMS; cooling fan; modal analysis

收稿日期:2015-09-22；

修訂日期：2015-11-29

基金項目:江蘇省高校自然科學研究項目(14kJB58003).

通信作者：王若平(1960—)，女，黑龍江哈爾濱人，江蘇大學副教授，主要從事現(xiàn)代汽車設(shè)計理論與方法的研究，

文章編號:1671-6833(2016)03-0083-05

中圖分類號：U463.1

文獻標志碼：A

doi:10.13705/j.issn.1671-6833.2016.03.019

E-mail:339077472@qq.com.