某商用車高速行駛方向盤(pán)劇烈振動(dòng)問(wèn)題研究

李里，姜建中，王悅，么晶晶，孫佳偉

（北汽福田汽車股份有限公司，北京 102206）

前言

方向盤(pán)作為駕駛員暴露接觸端，評(píng)估其振動(dòng)影響需重點(diǎn)考慮振動(dòng)強(qiáng)度和頻率因素。根據(jù)暴露界限、疲勞-功效降低界限及舒適性降低界限判斷標(biāo)準(zhǔn)，特定頻率下的異常振動(dòng)不僅能降低人的工作效能，更會(huì)損害人體健康[1-2]。目前國(guó)內(nèi)整車廠對(duì)解決方向盤(pán)振動(dòng)問(wèn)題的措施主要有：通過(guò)優(yōu)化轉(zhuǎn)向管柱、橫梁以及方向盤(pán)自身的固有頻率以改善方向盤(pán)異常振動(dòng)[3-6]；通過(guò)輪胎的非均勻性、輪胎氣壓、制動(dòng)扭矩波動(dòng)等手段以降低輪胎傳遞激勵(lì)，從而減小工況下方向盤(pán)的振動(dòng)[7-8]。

本文借鑒了上述文獻(xiàn)的整改經(jīng)驗(yàn)，優(yōu)化過(guò)程中采用階次分析和工作變形分析等手段，排查確認(rèn)傳動(dòng)軸激勵(lì)對(duì)行駛工況方向盤(pán)的振動(dòng)影響更為顯著。通過(guò)多輪對(duì)比驗(yàn)證，提出關(guān)鍵零部件的質(zhì)量控制需求，為類似問(wèn)題的改善和優(yōu)化提供可借鑒經(jīng)驗(yàn)。

1 問(wèn)題背景

某型商用車試驗(yàn)樣車經(jīng)主觀駕評(píng)反饋，行駛至85km/h及以上速度時(shí)即出現(xiàn)方向盤(pán)劇烈振動(dòng)現(xiàn)象，打手感嚴(yán)重，且該現(xiàn)象伴隨高速行駛工況一直存在。該現(xiàn)象的發(fā)生與車速密切相關(guān)，并考慮到高速行駛為商用車運(yùn)載常用工況之一，樣車如果未解決該問(wèn)題便投放市場(chǎng)，必然引起顧客抱怨，影響品牌競(jìng)爭(zhēng)力。因此，查找該問(wèn)題的關(guān)鍵原因和研究解決方案迫在眉睫。

1.1 相關(guān)測(cè)試

方向盤(pán)振動(dòng)測(cè)點(diǎn)布置如圖1所示。方向盤(pán)手握位置多集中在3點(diǎn)和9點(diǎn)處，故選取9點(diǎn)位置振動(dòng)信息進(jìn)行特征分析和對(duì)比驗(yàn)證。樣車共8個(gè)前進(jìn)擋，7和8擋均可行駛至85km/h，為能獲取更多振動(dòng)信號(hào)的動(dòng)態(tài)特征，選用第7、8兩擋進(jìn)行加速工況測(cè)試，并增加定置空擋緩加速工況測(cè)試。

圖1 振動(dòng)測(cè)點(diǎn)布置圖

樣車加速工況測(cè)試結(jié)果如圖2所示。圖中方向盤(pán)振動(dòng)曲線所示，樣車分別使用7、8擋加速行駛達(dá)到85km/h附近時(shí)（7、8加速擋工況下對(duì)應(yīng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為2350r/min、1750r/min左右），方向盤(pán)振動(dòng)值分別為達(dá)5.3m/s2和6.8m/s2，且振動(dòng)曲線呈陡然上升趨勢(shì)，與主觀感受一致。

圖2 定置空擋及7、8擋加速行駛方向盤(pán)振動(dòng)對(duì)比圖

結(jié)合圖中右側(cè)加速工況colormap圖可知，7、8擋加速工況主要激勵(lì)階次分別為0.74和1.00，分別作激勵(lì)階次切片處理并放置左圖Overall曲線中對(duì)比，圖中可見(jiàn)，該兩個(gè)階次是高速行駛方向盤(pán)劇烈抖動(dòng)的絕對(duì)貢獻(xiàn)。此外，在28Hz-30Hz范圍存在共振帶，將頻率范圍內(nèi)的激勵(lì)階次放大。樣車原地空擋緩加速工況，發(fā)動(dòng)機(jī)高轉(zhuǎn)速1800r/min至2500r/min范圍內(nèi)無(wú)異常振動(dòng)。

綜合上述分析：不同擋位加速工況問(wèn)題發(fā)生車速和激勵(lì)階次不同，但頻率一致；原地空擋緩加速工況高轉(zhuǎn)速區(qū)間無(wú)異常振動(dòng)?？纱_定排查對(duì)象為行駛系統(tǒng)和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。

2 原因分析與問(wèn)題排查

2.1 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)排查

對(duì)樣車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進(jìn)行評(píng)估，因整車狀態(tài)下轉(zhuǎn)向系統(tǒng)布局緊促，采用常規(guī)模態(tài)試驗(yàn)等手段獲取的信號(hào)信噪比較差。本文通過(guò)對(duì)樣車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)（含轉(zhuǎn)向管柱、管梁和方向盤(pán)）進(jìn)行CAE仿真分析以獲取優(yōu)化方向，得模態(tài)振型信息如圖3所示。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在28.9Hz存在模態(tài)固有頻率，其振型為一階垂向彎曲。

圖3 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)仿真結(jié)果

結(jié)合模態(tài)仿真結(jié)果，樣車7、8擋85km/h行駛工況下傳動(dòng)軸激勵(lì)頻率處于28Hz-30Hz附近，與轉(zhuǎn)向系統(tǒng)一階垂向彎曲模態(tài)耦合，進(jìn)而導(dǎo)致轉(zhuǎn)向系統(tǒng)振動(dòng)加劇。

2.2 行駛傳動(dòng)系統(tǒng)排查

綜合考慮上述各工況客觀測(cè)試數(shù)據(jù)的特征，即不同擋位加速行駛下方向盤(pán)激勵(lì)階次不同，且原地空擋緩加速工況無(wú)異常振動(dòng)現(xiàn)象，因此將底盤(pán)傳動(dòng)和行駛系統(tǒng)作為主要排查方向。

本文采用階次分析法進(jìn)行問(wèn)題診斷，樣車發(fā)動(dòng)機(jī)為四缸形式，發(fā)動(dòng)機(jī)點(diǎn)火激勵(lì)階次為2階，曲軸激勵(lì)階次為1階，傳動(dòng)軸和輪胎的激勵(lì)階次計(jì)算公式分別如式（1）和式（2）所示：

式中，it為變速箱對(duì)應(yīng)擋位速比；im為后橋主減齒輪速比。試驗(yàn)樣車變速箱7、8擋速比分別為1.35和1.00；后橋主減速比為5.876。

根據(jù)上式進(jìn)行計(jì)算，7、8擋加速行駛工況下基于基頻的傳動(dòng)軸激勵(lì)階次分別為0.74和1.00；輪胎激勵(lì)階次為0.12和0.17。傳動(dòng)軸激勵(lì)階次與客觀測(cè)試數(shù)據(jù)中的階次特征一致，初步判斷異常振動(dòng)現(xiàn)象主要由傳動(dòng)系統(tǒng)導(dǎo)致。為能準(zhǔn)確排查問(wèn)題產(chǎn)生原因并對(duì)理論分析進(jìn)行驗(yàn)證，對(duì)樣車車架、前后橋以及傳動(dòng)軸前后連接吊掛布置振動(dòng)測(cè)點(diǎn)（如圖4所示），進(jìn)行7、8擋加速行駛工況測(cè)試。

圖4 傳動(dòng)軸吊掛和前橋振動(dòng)測(cè)點(diǎn)

測(cè)得7、8擋加速工況，前、后橋和傳動(dòng)軸吊掛測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)colormap圖如圖5、6所示。前、后橋在7、8擋加速行駛工況下存在對(duì)應(yīng)0.73和1.00的激勵(lì)階次，但由于振幅較低，應(yīng)為振動(dòng)傳遞導(dǎo)致而非主要振源。前、后傳動(dòng)軸吊掛在工況下的傳動(dòng)軸階次激勵(lì)明顯，振動(dòng)振幅明顯高于底盤(pán)系統(tǒng)其余個(gè)測(cè)點(diǎn)，且與理論分析特征基本一致，說(shuō)明傳動(dòng)軸是異常振動(dòng)現(xiàn)象的主要貢獻(xiàn)。

圖5 7、8擋加速行駛工況前、后橋振動(dòng)彩圖

圖6 7、8擋加速行駛工況傳動(dòng)軸前、后吊掛振動(dòng)彩圖

為更直接了解振動(dòng)特點(diǎn)，采用工作變形分析方法（Opera-tional Deflection Shape，ODS）對(duì)振動(dòng)現(xiàn)象進(jìn)行復(fù)現(xiàn)。該分析方法實(shí)際上是各階模態(tài)的的線性疊加，可直接使用各個(gè)測(cè)量數(shù)據(jù)查看某一頻率下的實(shí)際變形。測(cè)試工況為85km/h勻速行駛近穩(wěn)態(tài)工況，布置方向盤(pán)，前、后橋、車架和傳動(dòng)軸吊掛等測(cè)點(diǎn)。工況下各測(cè)點(diǎn)中振動(dòng)量級(jí)最高為傳動(dòng)軸前、后吊掛Z向，28.5Hz處峰值明顯，振幅最大可達(dá)9.68m/s2。提取工況下振型如圖8所示，振型信息顯示傳動(dòng)軸前、后吊掛延Z向平動(dòng)，且吊掛Z向振幅最大，方向盤(pán)為擺動(dòng)振型。其余測(cè)點(diǎn)無(wú)明顯異常。

圖7 85km/h勻速行駛工況傳動(dòng)軸前、后吊掛振動(dòng)頻譜

圖8 85km/h勻速行駛工況28.5Hz底盤(pán)系統(tǒng)工作變形

3 優(yōu)化方案與驗(yàn)證

綜上所述，結(jié)合工況特征、階次分析以及工作變形分析驗(yàn)證，可確定高速行駛方向盤(pán)劇烈抖動(dòng)現(xiàn)象的激勵(lì)源為傳動(dòng)軸，通過(guò)傳轉(zhuǎn)向系統(tǒng)作為傳遞路徑，最終通過(guò)方向盤(pán)作為響應(yīng)點(diǎn)被感知。

解決共振現(xiàn)象最優(yōu)辦法為錯(cuò)開(kāi)結(jié)構(gòu)固有頻率和激勵(lì)頻率，以及抑制激勵(lì)。假設(shè)簡(jiǎn)諧力作用下運(yùn)動(dòng)微分方程一般形式如下：

式中[M]、[C]、[K]分別為系統(tǒng)的質(zhì)量、阻尼和剛度矩陣，H為激勵(lì)力幅值，ω為激勵(lì)力圓頻率。

考慮到阻尼對(duì)振型和固有頻率影響較小，并設(shè)解為：{x}={φ}eiωx，從而簡(jiǎn)化振動(dòng)特征方程為：

通過(guò)上述理論推導(dǎo)可知，提升系統(tǒng)固有頻率最直接有效的方式為提升系統(tǒng)剛度或減小系統(tǒng)質(zhì)量。為充分分析各環(huán)節(jié)的貢獻(xiàn)程度，本文分別從傳遞路徑和激勵(lì)源兩個(gè)角度進(jìn)行優(yōu)化整改和驗(yàn)證。

3.1 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)優(yōu)化（傳遞路徑）

為解決因激勵(lì)頻率與結(jié)構(gòu)固有模態(tài)頻率耦合而導(dǎo)致的共振問(wèn)題，本文采用優(yōu)化轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構(gòu)以提升模態(tài)固有頻率的方式，從而減輕方向盤(pán)在工況下的劇烈抖動(dòng)。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)優(yōu)化細(xì)節(jié)如圖9所示。通過(guò)增加轉(zhuǎn)向橫梁與前圍連接支架，同時(shí)更換輕量化方向盤(pán)。

圖9 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)仿真模型

經(jīng)仿真計(jì)算，優(yōu)化轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構(gòu)后一階垂向彎曲模態(tài)頻率從28.3Hz提升至29.7Hz，如圖10所示。需考慮到實(shí)車狀態(tài)下轉(zhuǎn)向系統(tǒng)內(nèi)部布置緊促，多數(shù)結(jié)構(gòu)為保證其功用性難以修改調(diào)整，該方案可工程化實(shí)現(xiàn)且模態(tài)頻率提升已為極限。

圖10 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)仿真結(jié)果

對(duì)優(yōu)化后方案進(jìn)行8擋加速工況方向盤(pán)振動(dòng)測(cè)試，分別提取優(yōu)化和初始狀態(tài)方向盤(pán)振動(dòng)測(cè)點(diǎn)1階次激勵(lì)曲線進(jìn)行對(duì)比，如圖11所示。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)優(yōu)化后，加速行駛至85km/h速度附近方向盤(pán)打手感減輕，客觀測(cè)試表明工況下方向盤(pán)振動(dòng)由初始狀態(tài)的6.0m/s2降低至5.2m/s2左右，且優(yōu)化后出現(xiàn)振動(dòng)峰值對(duì)應(yīng)的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速?gòu)某跏紶顟B(tài)下1750r/min提升至1810r/min。

圖11 8擋加速行駛工況方向盤(pán)1階次振動(dòng)對(duì)比

綜合上述分析，對(duì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)作優(yōu)化處理在一定程度上減輕了高速行駛工況下方向盤(pán)劇烈振動(dòng)，但該現(xiàn)象并未消除，主觀感受仍較為明顯。

3.2 傳動(dòng)軸激勵(lì)抑制（激勵(lì)端優(yōu)化）

結(jié)合上述理論分析和客觀測(cè)試驗(yàn)證，可確定傳動(dòng)軸為激勵(lì)源。于是對(duì)樣車三節(jié)傳動(dòng)軸進(jìn)行動(dòng)平衡和徑跳等參數(shù)進(jìn)行檢測(cè)，傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)關(guān)鍵要素為動(dòng)不平衡量以及節(jié)叉端和支承端的徑向跳動(dòng)，檢測(cè)細(xì)節(jié)如圖12所示。

圖12 傳動(dòng)軸動(dòng)平衡檢測(cè)工序

傳動(dòng)軸檢測(cè)記錄動(dòng)不平衡量均為復(fù)平后結(jié)果，樣車初始狀態(tài)傳動(dòng)軸檢測(cè)結(jié)果參見(jiàn)表。傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)要求動(dòng)不平衡量限值為100g·cm，徑跳限值為0.60mm。檢測(cè)結(jié)果表明前兩節(jié)傳動(dòng)軸節(jié)叉端動(dòng)不平衡量超出限值達(dá)70%，第三節(jié)傳動(dòng)軸節(jié)叉端和支承端動(dòng)不平衡量均超出限值，徑跳參數(shù)均符合限值要求。

將初始狀態(tài)傳動(dòng)軸重新進(jìn)行動(dòng)平衡工序，清除原有平衡片并根據(jù)檢測(cè)情況焊接新平衡片，改善后三節(jié)傳動(dòng)軸檢測(cè)結(jié)果參見(jiàn)表。檢測(cè)結(jié)果表明三節(jié)傳動(dòng)軸動(dòng)不平衡量和徑跳跳動(dòng)均符合設(shè)計(jì)限值要求。

表1 初始狀態(tài)傳動(dòng)軸檢測(cè)結(jié)果

表2 優(yōu)化狀態(tài)傳動(dòng)軸檢測(cè)結(jié)果

將復(fù)動(dòng)平衡后的傳動(dòng)軸進(jìn)行裝車驗(yàn)證，測(cè)試工況及測(cè)點(diǎn)布置與上述一致，提取傳動(dòng)軸1階次激勵(lì)曲線進(jìn)行對(duì)比，如圖13所示。經(jīng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)避頻優(yōu)化和傳動(dòng)軸復(fù)動(dòng)平衡工序后，樣車加速行駛至85km/h速度工況方向盤(pán)振動(dòng)值為3.1m/s2左右，主觀駕評(píng)方向盤(pán)打手感現(xiàn)象基本消除，主觀可接受。

圖13 各狀態(tài)8擋加速行駛方向盤(pán)1階次振動(dòng)對(duì)比

因傳動(dòng)軸動(dòng)不平衡參數(shù)作為影響高速行駛方向盤(pán)抖動(dòng)的關(guān)鍵要素，經(jīng)工藝控制后，對(duì)新生產(chǎn)批量傳動(dòng)軸進(jìn)行隨機(jī)檢測(cè)，統(tǒng)計(jì)結(jié)果如圖14所示。通過(guò)統(tǒng)計(jì)直方圖可知，傳動(dòng)軸動(dòng)不平衡量主要控制在30g·cm-50g·cm，符合零部件質(zhì)量3σ要求。

圖14 傳動(dòng)軸檢測(cè)統(tǒng)計(jì)結(jié)果

4 結(jié)論

本文對(duì)某商用車高速行駛方向盤(pán)劇烈振動(dòng)問(wèn)題進(jìn)行分析與研究，結(jié)合階次分析和工作變形分析手段排查出關(guān)鍵影響因素。采取仿真分析手段確定結(jié)構(gòu)優(yōu)化方向，通過(guò)傳遞路徑和激勵(lì)源的雙重改善，有效解決問(wèn)題。文中重點(diǎn)剖析傳動(dòng)軸動(dòng)不平衡量的關(guān)鍵影響，為后續(xù)樣車開(kāi)發(fā)和問(wèn)題整改工作提供可借鑒經(jīng)驗(yàn)。