電動(dòng)汽車方向盤抖動(dòng)問題診斷與優(yōu)化分析

李建華，楊志偉，陳雙增

（浙江零跑科技有限公司，杭州310051）

純電動(dòng)汽車是汽車行業(yè)未來(lái)的發(fā)展趨勢(shì)，其NVH性能備受廣大消費(fèi)者的重視和關(guān)注[1]。人們對(duì)汽車舒適性的需求不斷提高,汽車的抖動(dòng)研究已日益受到人們的關(guān)注和重視[2-3]。電動(dòng)汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中方向盤是影響駕乘感的重要因素[4]，行業(yè)內(nèi)較多工程人員在解決路面-輪胎激勵(lì)導(dǎo)致方向盤抖動(dòng)問題方面積累了較豐富的工程經(jīng)驗(yàn)和實(shí)踐案例[5-6]，振動(dòng)抖動(dòng)問題可以從抑制振動(dòng)激勵(lì)、改善傳遞路徑和優(yōu)化結(jié)構(gòu)三方面改進(jìn)。目前較多研究者致力于解決傳統(tǒng)燃油車方向盤怠速抖動(dòng)問題，這方面具有較多的分析研究和工程解決方案的積累[7]。而在純電動(dòng)汽車某些系統(tǒng)的模態(tài)與方向盤系統(tǒng)模態(tài)耦合導(dǎo)致的方向盤抖動(dòng)問題解決優(yōu)化案例較少。本文針對(duì)電動(dòng)汽車方向盤抖動(dòng)問題（與其他系統(tǒng)模態(tài)耦合導(dǎo)致），分析傳遞特性和抖動(dòng)響應(yīng)特征，根據(jù)診斷分析思路和工程經(jīng)驗(yàn)制定了有效的工程化解決方案。

某電動(dòng)汽車在瀝青路上勻速20 km/h行駛時(shí)，方向盤抖動(dòng)明顯，主觀評(píng)價(jià)不可接受。針對(duì)上述情況，對(duì)方向盤抖動(dòng)的機(jī)理和影響因素進(jìn)行了探討和分析,結(jié)合激勵(lì)源、傳遞路徑特征開展診斷分析，最后提出了一種優(yōu)化方案，試驗(yàn)對(duì)比驗(yàn)證該優(yōu)化方案取得了良好的改善效果。該診斷分析思路和優(yōu)化方案為電動(dòng)車方向盤抖動(dòng)問題研究提供了一個(gè)可靠的依據(jù)。

1 問題描述

針對(duì)某電動(dòng)汽車在瀝青路面上勻速20 km/h～30 km/h 行駛時(shí)，方向盤存在抖動(dòng)問題，主觀評(píng)價(jià)不可接受,同樣工況下,主觀評(píng)價(jià)某競(jìng)品車型無(wú)此問題。通過LMS 測(cè)試設(shè)備采集該問題電動(dòng)車和競(jìng)品車型的方向盤振動(dòng)加速度信號(hào),測(cè)試工況均為瀝青路面上勻速20 km/h行駛。經(jīng)LMS Test.Lab軟件分析其試驗(yàn)數(shù)據(jù)，對(duì)比分析結(jié)果如表1 和圖1 所示：?jiǎn)栴}電動(dòng)車方向盤的振動(dòng)幅值大于競(jìng)品車的振動(dòng)幅值。通過頻譜數(shù)據(jù)分析可知，問題電動(dòng)車方向盤的振動(dòng)幅值主要頻率是34 Hz，最大振動(dòng)幅值0.70 m/s2，而同等工況，競(jìng)品車方向盤最大振動(dòng)幅值0.38 m/s2。

表1 問題電動(dòng)車和競(jìng)品電動(dòng)車方向盤振動(dòng)幅值對(duì)比

圖1 問題電動(dòng)車與競(jìng)品電動(dòng)車方向盤振動(dòng)幅值對(duì)比

2 方向盤抖動(dòng)的機(jī)理及原因分析

激勵(lì)源產(chǎn)生的振動(dòng)通過車身傳遞到方向盤上，當(dāng)激勵(lì)源的頻率與方向盤的固有頻率接近時(shí)，方向盤將會(huì)發(fā)生較大的振動(dòng)。

方向盤是轉(zhuǎn)向系統(tǒng)最敏感的零部件，是駕駛員直接接觸的部位，因此方向盤的抖動(dòng)對(duì)駕駛的安全性和舒適性非常重要。從圖1 的測(cè)試數(shù)據(jù)分析可知，問題電動(dòng)車方向盤振動(dòng)幅值主要頻率是34 Hz，通過對(duì)方向盤轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)頻率測(cè)試分析，其模態(tài)頻率為33 Hz，與抖動(dòng)峰值頻率接近，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)判斷，該方向盤抖動(dòng)問題可能是由某激勵(lì)源與方向盤系統(tǒng)模態(tài)頻率耦合所導(dǎo)致。

方向盤的抖動(dòng)可能由單一激勵(lì)源產(chǎn)生，也可能是幾種激勵(lì)源的綜合作用。純電動(dòng)汽車的方向盤抖動(dòng)問題與傳統(tǒng)燃油車的方向盤抖動(dòng)問題的區(qū)別較大。燃油車方向盤的主要激勵(lì)源有：

（1）發(fā)動(dòng)機(jī)的不平衡力、轉(zhuǎn)矩引起的激勵(lì)力，當(dāng)上述激勵(lì)頻率與轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)頻率接近時(shí)，會(huì)導(dǎo)致方向盤產(chǎn)生強(qiáng)烈的抖動(dòng)；

（2）冷卻風(fēng)扇的不平衡力：當(dāng)冷卻風(fēng)扇的產(chǎn)生的轉(zhuǎn)動(dòng)頻率與轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)頻率接近時(shí)，會(huì)導(dǎo)致方向盤產(chǎn)生強(qiáng)烈的抖動(dòng)；

純電動(dòng)汽車相比傳統(tǒng)燃油車在動(dòng)力總成方面存在較大區(qū)別，沒有發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)力。對(duì)電動(dòng)車激勵(lì)特性進(jìn)行分析，能夠激起方向盤系統(tǒng)共振的激勵(lì)源可能有：

（1）空調(diào)壓縮機(jī)和冷卻風(fēng)扇的不平衡力；車輛靜置狀態(tài)下，空調(diào)壓縮機(jī)和風(fēng)扇正常工作，無(wú)方向盤抖動(dòng)問題，排除空調(diào)壓縮機(jī)及冷卻風(fēng)扇的因素。

（2）電驅(qū)總成懸置剛體模態(tài)頻率與方向盤系統(tǒng)模態(tài)頻率耦合；針對(duì)該激勵(lì)路徑，對(duì)電驅(qū)總成進(jìn)行了剛體模態(tài)試驗(yàn)，其測(cè)試結(jié)果分析得出，與方向盤系統(tǒng)模態(tài)頻率不存在耦合問題，該因素排除。

（3）后扭力梁剛體模態(tài)頻率與方向盤系統(tǒng)模態(tài)頻率耦合，對(duì)后扭力梁進(jìn)行FRF試驗(yàn)，測(cè)試結(jié)果分析如圖2所示，可知后扭力梁存在34.5 Hz的剛體模態(tài)頻率。

圖2 后扭力梁FRF測(cè)試結(jié)果

根據(jù)上述分析和試驗(yàn)排查，初步推測(cè)可能是后扭力梁剛體模態(tài)與方向盤系統(tǒng)模態(tài)耦合，導(dǎo)致方向盤抖動(dòng)明顯。為進(jìn)一步明確方向盤抖動(dòng)的原因，對(duì)后扭力梁中間位置布置振動(dòng)加速度傳感器，在粗糙路面勻速20 km/h 工況下，測(cè)試后扭力梁的振動(dòng)響應(yīng)，試驗(yàn)結(jié)果如圖3所示?？芍笈ちα涸?5 Hz附近存在明顯的振動(dòng)響應(yīng)峰值，且與方向盤的振動(dòng)響應(yīng)和模態(tài)頻率一致。綜上信息可說明該電動(dòng)車在粗糙路面行駛，路面激勵(lì)引起后扭力梁剛體模態(tài)共振，后扭力梁剛體模態(tài)共振頻率與方向盤系統(tǒng)模態(tài)頻率接近，發(fā)生模態(tài)耦合，導(dǎo)致方向盤抖動(dòng)。

圖3 勻速20 km/h工況后扭力梁振動(dòng)相應(yīng)測(cè)試結(jié)果

3 優(yōu)化方案分析與試驗(yàn)驗(yàn)證

明確了方向盤抖動(dòng)問題來(lái)源與后扭力梁剛體模態(tài)耦合，解決該問題有兩個(gè)優(yōu)化方向：

（1）提升方向盤系統(tǒng)模態(tài)，避開后扭力梁剛體模態(tài)共振頻率區(qū)域；

（2）優(yōu)化后扭力梁襯套剛度，調(diào)整后扭力梁剛體模態(tài)，同時(shí)提升襯套的隔振性能，降低激勵(lì)能量的傳遞；

方案1 的整改方案代價(jià)相對(duì)較大，優(yōu)化成本較高花費(fèi)時(shí)間較長(zhǎng)，暫不優(yōu)先考慮；重點(diǎn)考慮方案2，對(duì)后扭力梁襯套實(shí)施優(yōu)化，優(yōu)化提升后扭力梁襯套隔振性能，減低襯套剛度。

為了降低激勵(lì)能量的傳遞，需要提高襯套的隔振率，更大程度地衰減后扭力梁的激勵(lì)能量傳遞。而隔振效果取決于隔振系統(tǒng)的剛度，而影響隔振系統(tǒng)剛度主要是彈性原件的剛度，即降低隔振墊的剛度。

根據(jù)圓柱形橡膠墊剛度經(jīng)驗(yàn)公式[8]：

式(1)中：K是橡膠隔振墊剛度，m是形狀差數(shù)，E是彈性模量，A是和H分別代表膠塊的面積和厚度。

可見，降低隔振墊的剛度，主要可以通過降低彈性模量或者加厚隔振墊厚度。影響彈性模量數(shù)值的主要因素是膠塊的硬度和膠塊壓縮量，通過降低膠塊硬度可以有效地降低其彈性模量，從而降低襯套隔振墊的剛度。

后扭力梁襯套原狀態(tài)結(jié)構(gòu)如圖4所示。襯套剛度為3 900 N/mm，剛度較大，該襯套結(jié)構(gòu)橡膠填充充盈近似實(shí)心襯套，根據(jù)工程經(jīng)驗(yàn)，僅通過降低橡膠膠料硬度不能達(dá)到大幅度降低襯套剛度的目的，需要調(diào)整優(yōu)化襯套橡膠結(jié)構(gòu)。經(jīng)過調(diào)整優(yōu)化后的襯套橡膠結(jié)構(gòu)如圖5所示。優(yōu)化后的襯套橡膠結(jié)構(gòu)通過采用不同橡膠硬度配方調(diào)出兩個(gè)不同剛度的優(yōu)化樣件，分別為：剛度1 300 N/mm，剛度800 N/mm；

圖4 原狀態(tài)隔振墊圖5 優(yōu)化后隔振墊結(jié)構(gòu)

將優(yōu)化后的兩個(gè)不同剛度襯套樣件分別前后裝入后扭力梁，并實(shí)施粗糙路面對(duì)比試驗(yàn)，試驗(yàn)分析結(jié)果如圖6和表2所示：方向盤最大振動(dòng)幅值相對(duì)原狀態(tài)有較明顯的降低，其中：在原襯套剛度為3 900 N/mm 狀態(tài)下，方向盤最大振動(dòng)幅值3.7 m/s2，在優(yōu)化樣件剛度為1 300 N/mm狀態(tài)下，方向盤最大振動(dòng)幅值2.2 m/s2，降低了40%；在優(yōu)化樣件剛度為800 N/mm狀態(tài)下，方向盤最大振動(dòng)幅值1.3 m/s2，降低了65 %。主觀評(píng)價(jià)，兩種剛度的優(yōu)化襯套狀態(tài)下，方向盤基本無(wú)明顯抖動(dòng)觸感。

表2 粗糙路面不同剛度襯套狀態(tài)下方向盤振動(dòng)對(duì)比

圖6 粗糙路面不同剛度襯套狀態(tài)下方向盤振動(dòng)對(duì)比

綜合主觀評(píng)價(jià)與試驗(yàn)測(cè)試的結(jié)果，剛度為800 N/mm襯套方案狀態(tài)下，效果最佳但因該襯套太軟，可能存在撕裂風(fēng)險(xiǎn)；對(duì)優(yōu)化襯套剛度分別為800 N/mm 和13 00 N/mm 的橡膠結(jié)構(gòu)進(jìn)行耐久性分析，計(jì)算結(jié)果分別如表3和表4內(nèi)容所示。

表3 優(yōu)化襯套剛度為800 N/mm結(jié)構(gòu)的耐久性計(jì)算結(jié)果

由耐久性分析結(jié)果表3和表4內(nèi)容可知，優(yōu)化襯套剛度為800 N/mm 的橡膠結(jié)構(gòu)按照一個(gè)循環(huán)耐久次數(shù)加載計(jì)算，其總損傷系數(shù)為1.685，不滿足一個(gè)循環(huán)橡膠結(jié)構(gòu)總損傷系數(shù)＜1的要求；而優(yōu)化襯套剛度為1 300 N/mm 的橡膠結(jié)構(gòu)基本滿足橡膠結(jié)構(gòu)總損傷系數(shù)＜1的要求。為驗(yàn)證該襯套的實(shí)際耐久性，將剛度為1 300 N/mm 的優(yōu)化襯套結(jié)構(gòu)樣件搭載裝車，開展鹽城35 000公里綜合耐久性試驗(yàn)，通過該試驗(yàn)結(jié)果表明：剛度為1 300 N/mm的優(yōu)化襯套無(wú)破損裂開問題，滿足耐久性性能要求。

表4 優(yōu)化襯套剛度為1 300 N/mm結(jié)構(gòu)的耐久性計(jì)算結(jié)果

綜上計(jì)算結(jié)果和試驗(yàn)測(cè)試分析可知：剛度為1 300 N/mm 襯套方案狀態(tài)可兼顧方向盤抖動(dòng)問題的解決及其疲勞耐久性。針對(duì)剛度1 300 N/mm 襯套方案，對(duì)比驗(yàn)證該襯套方案與原襯套狀態(tài)下后扭力梁剛體模態(tài)頻率的變化，如圖7 所示。后扭力梁FRF對(duì)比試驗(yàn)可知，更換剛度1 300 N/mm優(yōu)化襯套樣件后，后扭力梁剛體模態(tài)從34.5 Hz降為28 Hz，有效地避開了方向盤系統(tǒng)模態(tài)頻率。

圖7 襯套優(yōu)化前后扭力梁FRF試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比

為了驗(yàn)證更換優(yōu)化襯套樣件后，方向盤振動(dòng)響應(yīng)的改善效果，實(shí)施瀝青路面勻速20 km/h行駛工況的驗(yàn)證試驗(yàn)，試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果與相同工況下的原襯套狀態(tài)及競(jìng)品車型的方向盤振動(dòng)響應(yīng)進(jìn)行對(duì)比分析，結(jié)果如圖8和表5所示。

圖8 優(yōu)化襯套與原襯套狀態(tài)及競(jìng)品車型方向盤振動(dòng)比

表5 優(yōu)化襯套與原襯套狀態(tài)及競(jìng)品車型方向盤振動(dòng)對(duì)比

更換剛度為1 300 N/mm的優(yōu)化襯套樣件后，方向盤最大振動(dòng)幅值由原襯套狀態(tài)下的0.70 m/s2下降至0.43 m/s2，降低比例39%，與某競(jìng)品車方向盤振動(dòng)幅值（0.38 m/s2）接近，且綜合主觀評(píng)價(jià)方向盤完全無(wú)抖動(dòng)觸感，方向盤抖動(dòng)問題改善效果良好。

4 結(jié)語(yǔ)

從理論上分析純電動(dòng)汽車方向盤抖動(dòng)產(chǎn)生的機(jī)理和影響因素，通過針對(duì)性的試驗(yàn)測(cè)試，分析傳遞特性和抖動(dòng)響應(yīng)特征，根據(jù)診斷分析思路和工程經(jīng)驗(yàn)快速鎖定引起抖動(dòng)的激勵(lì)源范圍。對(duì)橡膠隔振墊材料屬性分析得出，降低橡膠襯套硬度，可提升其隔振性能且降低后扭力梁剛體模態(tài)頻率，避免與方向盤系統(tǒng)發(fā)生模態(tài)耦合。通過優(yōu)化襯套方案的剛度差異化樣件的對(duì)比試驗(yàn)分析，高效地確定可工程化的優(yōu)化方案，方向盤抖動(dòng)問題改善效果顯著。本文的工作內(nèi)容和成果對(duì)其他車型及相似的抖動(dòng)或部件共振問題的解決具有較好的指導(dǎo)意義。