怠速開空調(diào)方向盤異常抖動問題分析與優(yōu)化

雷超宏，顏伏伍，李小榮，魏潘，郭福通

（400039 重慶市 東風(fēng)小康汽車有限公司汽車技術(shù)中心）

0 引言

方向盤是駕控車輛的重要零部件，也是與駕駛員的肢體發(fā)生直接接觸的部件，方向盤的工作狀態(tài)極易被駕駛員感知，尤其是當(dāng)方向盤振動過大或出現(xiàn)異常抖動時容易引起駕駛員手部不適，甚至是情緒上的抱怨和不滿。針對方向盤振動問題，文獻(xiàn)[1]分別從激勵源、傳遞路徑和響應(yīng)點(diǎn)三方面提出降低發(fā)動機(jī)怠速轉(zhuǎn)速、改變驅(qū)動軸萬向節(jié)節(jié)型和優(yōu)化轉(zhuǎn)向柱結(jié)構(gòu)的方法，有效控制了方向盤怠速振動；文獻(xiàn)[2]中通過調(diào)整方向盤和排氣系統(tǒng)的模態(tài)，明顯地改善了方向盤的抖動問題；文獻(xiàn)[3]通過優(yōu)化轉(zhuǎn)向管柱與儀表臺連接處結(jié)構(gòu)以及對方向盤進(jìn)行輕量化設(shè)計，消除了方向盤共振，降低了方向盤振動；文獻(xiàn)[4]中通過優(yōu)化冷卻風(fēng)扇減振墊的隔振性能，實(shí)現(xiàn)了怠速方向盤減振；文獻(xiàn)[5]通過控制冷卻風(fēng)扇的動不平衡量，消除了方向盤和車身的“拍振”。

某MPV 車型在NVH 開發(fā)過程中，發(fā)現(xiàn)樣車在怠速開空調(diào)工況下，方向盤存在異常抖動現(xiàn)象，具體表現(xiàn)為方向盤振動大且有“麻手”的感覺。通過對問題進(jìn)行識別和原因分析，本文提出重新匹配風(fēng)扇轉(zhuǎn)速消除共振，控制風(fēng)扇動不平衡量減小激勵源振動，以及優(yōu)化散熱器安裝支架提升振動傳遞路徑隔振性能的三項(xiàng)措施，有效降低了方向盤的振動，消除了方向盤異常抖動。

1 怠速工況方向盤振動測試

針對樣車方向盤存在的上述問題，利用LMS Test.Lab測試系統(tǒng)對方向盤進(jìn)行振動加速度測試。

當(dāng)車輛處于怠速開空調(diào)工況時，車上的主要激勵源有發(fā)動機(jī)、空調(diào)壓縮機(jī)和冷卻風(fēng)扇，這些激勵源產(chǎn)生的振動都會通過車身結(jié)構(gòu)傳遞至方向盤引起振動，因此需要在三種工況下對方向盤進(jìn)行振動測試：一是僅發(fā)動機(jī)怠速工作；二是發(fā)動機(jī)和空調(diào)壓縮機(jī)二者同時工作；三是怠速開空調(diào)工況，即發(fā)動機(jī)、空調(diào)壓縮機(jī)和冷卻風(fēng)扇三者同時工作。圖1 為3 種工況下所測得的方向盤振動加速度頻譜圖。

從圖1 可以看出，工況1 和工況2 中方向盤在X，Y，Z 三個方向的振動都只有一個明顯的峰值，其頻率分別為25 Hz 和27.3 Hz；而工況3中方向盤的振動出現(xiàn)2 個明顯的峰值，峰值頻率分別為28.5 Hz 和31 Hz。經(jīng)分析，工況1 和工況2 中方向盤的振動峰值頻率以及工況3 中的第一個振動峰值頻率正好對應(yīng)于發(fā)動機(jī)二階激勵頻率。由此可知，這些振動峰值是由發(fā)動機(jī)振動引起的，而工況3 中方向盤第2 個振動峰值頻率與發(fā)動機(jī)激勵頻率不一致，因而不是由發(fā)動機(jī)振動引起的，屬于其他激勵引起的異常振動。相比較于前兩種工況，工況3 介入了冷卻風(fēng)扇這一激勵源，因而初步推斷工況3 中的第2 個振動峰值是由冷卻風(fēng)扇引起的異常振動。

圖1 方向盤振動加速度頻譜Fig.1 Vibration acceleration spectrum of steering wheel

此外，針對怠速開空調(diào)工況，測得該工況下方向盤在X，Y，Z 三個方向的振動大小分別為0.08，0.04，0.05 g，振動總值為0.102 g，方向盤振動較大。

2 原因分析

2.1 方向盤模態(tài)分析

首先對方向盤進(jìn)行模態(tài)測試。在方向盤上布置3 個振動加速度傳感器，如圖2 所示，并采用錘擊法對樣車方向盤進(jìn)行測試，測得方向盤的第1 階固有模態(tài)頻率為31.1 Hz，且其振型為垂向。

圖2 方向盤模態(tài)測試Fig.2 Steering wheel modal test

2.2 冷卻風(fēng)扇振動分析

在怠速開空調(diào)工況下對冷卻風(fēng)扇本體進(jìn)行振動測試，測試結(jié)果如圖3 所示。圖3 表明，冷卻風(fēng)扇的主要激勵頻率約為31.8 Hz（由于冷卻風(fēng)扇運(yùn)轉(zhuǎn)時存在±50 r/min 轉(zhuǎn)速波動，因而該頻率值與圖1 中的30.96 Hz 略有不同），在X，Y，Z三個方向的振動大小分別為0.25，0.12，0.27 g，振動總值為0.387 g。

圖3 冷卻風(fēng)扇振動加速度Fig.3 Vibration acceleration of fan

2.3 振動傳遞路徑分析

在汽車上，對于能夠產(chǎn)生振動的激勵源，在其振動傳遞路徑上通常都會設(shè)計隔振系統(tǒng)，以減小激勵源產(chǎn)生的振動向車身傳遞。就隔振系統(tǒng)而言，其隔振性能與其剛度有直接關(guān)系，隔振系統(tǒng)的剛度值越小，傳遞到車身上的振動越小[6]，隔振性能越好。通常，隔振系統(tǒng)的剛度K 是由主動端結(jié)構(gòu)剛度KM、彈性元件剛度KI和被動端結(jié)構(gòu)剛度KS三部分決定的，其剛度表達(dá)式為

當(dāng)彈性元件的剛度一定時，只有增加主、被動端結(jié)構(gòu)的剛度才能使得隔振系統(tǒng)的剛度變小，且當(dāng)主、被動端結(jié)構(gòu)的剛度足夠大時，隔振系統(tǒng)的剛度接近于彈性元件的剛度，此時隔振系統(tǒng)隔振性能最佳。

冷卻風(fēng)扇振動傳遞路徑上的隔振系統(tǒng)是散熱器安裝點(diǎn)，由散熱器、橡膠襯套和散熱器安裝支架3 部分組成，如圖4 所示。從圖中可以看出，散熱器安裝點(diǎn)的被動端結(jié)構(gòu)為散熱器安裝支架，該支架懸支較長且采用一顆螺栓連接的方式安裝于車身橫梁上，存在剛度不足的風(fēng)險。通過仿真計算得到該安裝支架在0～100 Hz 頻率范圍內(nèi)的等效動剛度值為：KX=27.1 N/mm，KY=45.9 N/mm，KZ=10.5 N/mm，表明該支架在X，Y，Z 三個方向的動剛度值均較低，不利于隔振。

圖4 散熱器安裝點(diǎn)結(jié)構(gòu)Fig.4 Structure of radiator mounting point

綜上可知，怠速開空調(diào)工況方向盤異常抖動的原因如下：（1）冷卻風(fēng)扇的激勵頻率與方向盤的一階固有頻率十分接近，存在共振現(xiàn)象；（2）冷卻風(fēng)扇自身的振動激勵較大，尤其是Y 向和Z向的振動較大，非常不利于方向盤振動控制；（3）散熱器安裝支架動剛度不足，導(dǎo)致散熱器安裝點(diǎn)的隔振不足，進(jìn)而使得振動更容易向車身傳遞，引起方向盤振動。

3 優(yōu)化及驗(yàn)證

3.1 冷卻風(fēng)扇避頻

針對結(jié)構(gòu)共振問題，最常見、最有效的方法是避頻。對于冷卻風(fēng)扇和方向盤存在共振問題，可基于模態(tài)分析和采用輕質(zhì)高剛度材料提高轉(zhuǎn)向系統(tǒng)固有頻率[7]的方法實(shí)現(xiàn)避頻。但根據(jù)問題整改的難易程度，首先考慮改變冷卻風(fēng)扇的激勵頻率，即改變冷卻風(fēng)扇的工作轉(zhuǎn)速。由于冷卻風(fēng)扇是汽車?yán)鋮s系統(tǒng)中的一個重要部件，其主要作用是保證發(fā)動機(jī)艙的散熱效果，因而，改變風(fēng)扇轉(zhuǎn)速需基于發(fā)動機(jī)艙的散熱要求進(jìn)行。如若降低冷卻風(fēng)扇轉(zhuǎn)速可能引起散熱不足導(dǎo)致發(fā)動機(jī)艙過熱；而提高冷卻風(fēng)扇轉(zhuǎn)速，雖然能滿足發(fā)動機(jī)艙的散熱要求，但有可能引起噪聲問題。因此，在改變冷卻風(fēng)扇轉(zhuǎn)速時，需同時兼顧發(fā)動機(jī)艙的散熱要求和噪聲問題。此外，激勵頻率與結(jié)構(gòu)頻率之間至少要差開3 Hz，才能達(dá)到良好的避頻效果，防止發(fā)生共振[8]?；谏鲜隹紤]，將風(fēng)扇轉(zhuǎn)速由原來的約1 900 r/min 提高到2 100 r/min，即將風(fēng)扇的激勵頻率提高至35 Hz，此時既能保證機(jī)艙的散熱和避免車內(nèi)噪聲增大，又能實(shí)現(xiàn)風(fēng)扇的振動激勵頻率與方向盤固有頻率避頻。

3.2 冷卻風(fēng)扇減振

對于冷卻風(fēng)扇，由于其自身不可避免地存在一個偏心質(zhì)量，使得其在高速旋轉(zhuǎn)時會產(chǎn)生一個慣性離心力，該離心力是風(fēng)扇所產(chǎn)生的主要激勵。根據(jù)文獻(xiàn)[9]可知，冷卻風(fēng)扇在旋轉(zhuǎn)過程中產(chǎn)生的激勵力大小不僅與風(fēng)扇的轉(zhuǎn)速有關(guān)，還與風(fēng)扇的動不平衡量有關(guān)，當(dāng)提高冷卻風(fēng)扇轉(zhuǎn)速時，勢必造成風(fēng)扇激勵力和自身振動進(jìn)一步增大，進(jìn)而引起方向盤振動增大，此時，可通過控制風(fēng)扇的動不平衡量來抑制激勵力的增大，從而實(shí)現(xiàn)減振。

通過對樣車?yán)鋮s風(fēng)扇單體進(jìn)行動平衡測試，測得提高轉(zhuǎn)速后的風(fēng)扇的動不平衡量為42.8 g·mm，明顯超過了25 g·mm 的設(shè)計要求，因此，需要控制風(fēng)扇的動不平衡量。經(jīng)試驗(yàn)測試及分析計算，找出了風(fēng)扇扇葉上2 個動平衡較差的位置，并在這兩個位置分別增加質(zhì)量為0.15 g和0.21 g 的質(zhì)量塊，使得風(fēng)扇的動不平衡量由42.8 g·mm 降低到21.2 g·mm，滿足了設(shè)計要求。

為了查看冷卻風(fēng)扇優(yōu)化后的減振效果，對其進(jìn)行振動測試。圖5 為冷卻風(fēng)扇的振動測試結(jié)果。從圖中可以看出，冷卻風(fēng)扇的主要激勵頻率約為35 Hz，風(fēng)扇本體在X，Y，Z 三個方向的振動大小分別為0.18，0.10，0.17 g，較原狀態(tài)分別減小0.07，0.02，0.10 g，風(fēng)扇本體的減振效果顯著。

圖5 優(yōu)化后冷卻風(fēng)扇振動測試結(jié)果Fig.5 Vibration acceleration of optimized fan

3.3 散熱器安裝點(diǎn)隔振優(yōu)化

由于散熱器安裝支架的動剛度較低會影響散熱器安裝點(diǎn)的隔振性能，因此需對散熱器安裝支架進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化。圖6 為散熱器安裝支架優(yōu)化方案。即在該支架上增加一個小支架結(jié)構(gòu)對原有支架進(jìn)行加強(qiáng)，新增小支架的下端與原有支架焊接在一起，上端與上橫梁采用螺栓連接，優(yōu)化后對散熱器安裝支架重新進(jìn)行動剛度計算，得到0～100 Hz 頻率范圍內(nèi)的等效動剛度值分別為KX=67.9 N/mm，KY=216.6 N/mm，KZ=55.4 N/mm，優(yōu)化后的動剛度值較原狀態(tài)明顯提高。

圖6 散熱器安裝支架優(yōu)化結(jié)構(gòu)Fig.6 Optimized structure of radiator mounting bracket

為了評估散熱器安裝點(diǎn)在優(yōu)化前后的隔振性能，運(yùn)用仿真方法對方向盤進(jìn)行振動頻響計算，同時為便于比較和更加清楚地看出優(yōu)化前后的區(qū)別，對頻響計算結(jié)果曲線進(jìn)行對數(shù)處理。圖7 為在散熱器上施加Z 向單位動載荷計算得到的方向盤在X，Y，Z 三個方向的振動加速度對數(shù)曲線。由圖可知，散熱器安裝支架優(yōu)化后，方向盤的振動明顯減小，表明散熱器安裝點(diǎn)的隔振性能得到了提升。

圖7 方向盤振動加速度對數(shù)曲線Fig.7 Vibration acceleration logarithmic curves of steering wheel

3.4 實(shí)車驗(yàn)證

將上述3 種優(yōu)化措施運(yùn)用于樣車上，并在怠速開空調(diào)工況下對方向盤進(jìn)行振動測試和主觀駕評。圖8 為方向盤的振動測試結(jié)果。

圖8 優(yōu)化后方向盤振動加速度Fig.8 Optimized vibration acceleration of steering wheel

從圖8 可知，方向盤在35 Hz 頻率下只出現(xiàn)一個較小的振動峰值，表明冷卻風(fēng)扇和方向盤已經(jīng)成功避頻，共振消失。優(yōu)化后，方向盤在X，Y，Z 三個方向的振動大小分別為0.06，0.03，0.03 g，較原狀態(tài)分別減小0.02，0.01，0.02 g，振動總值減小0.029 g，方向盤的振動明顯減小。

最后，對樣車進(jìn)行主觀駕評，發(fā)現(xiàn)方向盤“麻手”現(xiàn)象消失，且振動也明顯減小。

4 結(jié)論

針對某車型樣車在怠速開空調(diào)工況下方向盤存在異常抖動現(xiàn)象，通過問題識別和原因分析后，提出了提高冷卻風(fēng)扇轉(zhuǎn)速消除方向盤共振、控制冷卻風(fēng)扇的動不平衡量減小激勵源振動以及優(yōu)化散熱器安裝支架提高散熱器安裝點(diǎn)的隔振性能三項(xiàng)優(yōu)化措施，并進(jìn)行了試驗(yàn)驗(yàn)證和主觀駕評，結(jié)果表明，方向盤的振動總值由0.102 g降低到0.073 g，方向盤振動明顯減小，異常抖動現(xiàn)象也消失了，有效地提高了車輛的駕乘舒適性。