叉車怠速方向盤振動的控制

丁 浩 陸益民,3 田紅周 馬 寬 王殿禹

1 合肥工業(yè)大學機械工程學院 合肥 230009 2 安徽合力股份有限公司 合肥 230000 3 工業(yè)車輛安徽省重點實驗室 合肥 230000

0 引言

車輛的噪聲、振動與聲振粗糙度（NVH）性能已經成為評價叉車品質的重要指標之一，作為與駕駛員直接接觸的部件，方向盤的振動最容易被感知。當方向盤的振動過大時，會影響駕駛員的操作體驗。應處理好叉車方向盤振動問題，提高產品的競爭力。

針對方向盤振動過大的問題，譙萬成等[1]通過調整方向盤和排氣系統(tǒng)的模態(tài)頻率，使其避開發(fā)動機二階點火頻率，減小了方向盤在怠速時的振動；潘威等[2]通過優(yōu)化冷卻風扇減振墊隔振性能，使怠速方向盤振動達到設定的目標值；褚彪等[3]通過SQP算法，對方向盤總成進行多參數模態(tài)頻率優(yōu)化設計，使其固有頻率避開叉車怠速激勵頻率段，從而抑制怠速下方向盤的振動；李晨浩等[4]通過在叉車前橋支座處焊接加強筋板，減小叉車車架的振動，改善怠速下方向盤的振動問題。

本文針對某型叉車怠速下方向盤振動過大的問題，通過對方向盤進行振動測試和有限元仿真分析，得到了該叉車方向盤在怠速下振動過大的主要原因是：方向盤系統(tǒng)在安裝狀態(tài)下的模態(tài)頻率與發(fā)動機二階點火頻率接近。對方向盤系統(tǒng)進行仿真優(yōu)化分析，在方向盤上支點與儀表架之間添加減振墊來調整方向盤系統(tǒng)的模態(tài)頻率。通過重新對改進后的方向盤進行實驗測試，結果表明改進前后，方向盤的振動由82.5 mm/s降至51.6 mm/s，下降了38%，驗證了優(yōu)化方案的有效性。

1 振動測試試驗及數據分析

為了獲取方向盤的振動特征，采用LMS測試系統(tǒng)進行振動數據采集，在方向盤3點鐘位置安裝3向加速度傳感器，具體安裝位置如圖1所示。

圖1 方向盤測點傳感器安裝示意圖

通過控制發(fā)動機轉速來改變激勵力的頻率，將叉車發(fā)動機從怠速開始，并勻加速至最高轉速，模擬從低頻到高頻的掃頻過程，測得在發(fā)動機所有激勵頻率下方向盤的振動響應。方向盤隨轉速變化的振動Overall曲線如圖2所示。

圖2 方向盤測點Overall曲線圖

如圖2所示，叉車在怠速工況下，方向盤上振動量值在845 r/min處振動最大。方向盤3個方向分別為：方向盤中心到12點方向為X向，方向盤中心到3點鐘方向為Y向，垂直于方向盤向上為Z向?？梢钥闯鲈诘∷俟r下，方向盤處Y向的振動最大，要實現控制怠速工況下方向盤的振動主要就是控制Y向的振動。

為了分析引起方向盤振動的主要原因，作出X、Y、Z3個方向振動Colormap圖，如圖3所示。

圖3 方向盤XY向振動Colormap圖

由方向盤3個方向的振動Colormap圖可知，怠速工況下主要激勵階次是二階，且方向盤Y向28 Hz處存在一條共振帶。分別對方向盤X、Y、Z向振動Colormap圖在845 r/min轉速下作切片，得到方向盤在845 r/min工況下X、Y、Z向的3向振動頻譜圖如圖4所示。

圖4 方向盤測點頻譜圖（845 r/min）

在怠速845 r/min工況下，方向盤振動貢獻最大的頻率為叉車Y向28 Hz處；控制方向盤在該轉速下的振動最主要的是控制Y向28 Hz處的振動。

影響方向盤振動的激勵源一般可以分為來自發(fā)動機的激勵和來自路面的激勵2部分。叉車在怠速工況下只有來自發(fā)動機的激勵，發(fā)動機的激勵頻率以發(fā)動機點火階次為主。該叉車裝配四缸四沖發(fā)動機，其二階點火頻率計算公式[5]為

式中：n為發(fā)動機轉速。

該車在怠速845 r/min處，發(fā)動機的二階點火頻率為28.16 Hz，與實驗數據分析得到的結論相一致。

2 有限元仿真分析

為了確定是否由于發(fā)動機激勵頻率與轉向系統(tǒng)頻率耦合導致叉車方向盤振動偏大，對方向盤系統(tǒng)進行有限元仿真分析。為了模擬方向盤系統(tǒng)的原始約束狀態(tài)，將方向盤安裝在整車上進行整車的模態(tài)分析，得到方向盤系統(tǒng)裝車狀態(tài)下的模態(tài)頻率和模態(tài)振型。

整車模型主要包括車架、護頂架、機罩、儀表架、前板、換擋桿和方向盤系統(tǒng)等。其中方向盤系統(tǒng)包括轉向盤、轉向管柱、轉向管柱與儀表架連接件和轉向管柱與前板連接件。

為了得到叉車有限元模型，需要根據叉車的力學模型進行離散化處理，得到可以用于仿真計算的數字化模型。對叉車幾何模型進行前處理。處理原則為：1）對于薄板件進行抽取中面處理；2）在不影響叉車結構動態(tài)特性的基礎上，對叉車幾何模型上的小尺寸結構特征以及非承載部件進行刪除；3）簡化后的叉車模型基本結構不變。

將經過前處理的叉車有限元模型導入到仿真軟件中進行有限元網格劃分。劃分網格原則為：1）車架、儀表架、前板、機罩和護頂架等薄壁部件采用2D殼網格劃分；2）方向盤、轉向管柱、換擋桿和手剎等結構件采用3D網格劃分；3）螺栓和焊點等連接部件采用1D剛性單元模擬，隔振橡膠等彈性部件采用1D彈簧單元模擬[6]。

對處理好的方向盤系統(tǒng)有限元模型進行自由模態(tài)分析，得到方向盤系統(tǒng)的前5階模態(tài)，各階模態(tài)頻率和振型如表1所示。

表1 方向盤系統(tǒng)自由狀態(tài)下前5階模態(tài)

由此可知，方向盤自身的一階固有模態(tài)頻率為78.3 Hz，遠遠大于發(fā)動機的2階激勵頻率28 Hz，因此確定方向盤自身剛度不足不是導致方向盤抖動的原因。

對處理好的叉車整車有限元模型進行自由模態(tài)分析，得到整車的前7階模態(tài)，各階模態(tài)頻率和振型如表2所示。

表2 整車自由狀態(tài)下前7階模態(tài)

方向盤安裝在整車上后，其三階模態(tài)頻率為26.2 Hz，與發(fā)動機的二階點火頻率接近，其模態(tài)振型為方向盤左右振動，與試驗數據分析得到的結論相一致。故可以推斷發(fā)動機二階激勵頻率與方向盤系統(tǒng)安裝在整車上的三階模態(tài)頻率耦合導致叉車方向盤振動偏大。因此，解決方向盤振動過大的問題，需要調整方向盤系統(tǒng)的固有頻率，使其避開發(fā)動機的二階激勵頻率。

3 結構優(yōu)化設計

由于方向盤系統(tǒng)是安裝在儀表架上，因此可以通過增大儀表架厚度，來增大方向盤系統(tǒng)安裝在整車上的固有模態(tài)頻率。也可以在方向盤系統(tǒng)與儀表架的連接位置添加彈性減振環(huán)節(jié)來降低方向盤系統(tǒng)的固有模態(tài)頻率，使其避開發(fā)動機的二階激勵頻率。

儀表架原始厚度為3 mm，綜合考慮可操性、經濟性與改善效果，方案1的具體優(yōu)化方法為將儀表架的厚度由3 mm增大至5 mm。方案2的優(yōu)化方法為在方向盤系統(tǒng)與儀表架的連接處增加彈性減振墊。具體優(yōu)化位置如圖5所示。

圖5 優(yōu)化方案改進位置示意圖

對叉車有限元模型進行優(yōu)化改進，對改進后的叉車模型進行頻率響應分析驗證。

頻率響應分析是計算在穩(wěn)態(tài)振動激勵作用下，結構動力響應的一種方法，是在頻域上分析結構的動力學響應[7]。有限元頻響分析的方程為

式中：f(s)為穩(wěn)態(tài)激勵的頻譜，u(s)為穩(wěn)態(tài)響應的頻譜，K為剛度矩陣，M為質量矩陣，C為阻尼矩陣。

頻率響應分析分為直接法和模態(tài)法2類，分別在物理空間和模態(tài)空間求解各個頻率的穩(wěn)態(tài)響應。模態(tài)法頻響分析需要求解的矩陣維度僅為模態(tài)截斷時保留的模態(tài)數量，相比于直接法，在計算量上有大幅下降。故本文采用模態(tài)法頻率響應分析對叉車整車模型進行分析。

模態(tài)法頻響分析先對結構進行模態(tài)分析獲取實模態(tài)振型，而后將物理坐標u轉換到模態(tài)主坐標q進行求解。

式中：q為模態(tài)坐標，為模態(tài)質量矩陣，為模態(tài)阻尼矩陣，為模態(tài)剛度，為模態(tài)外激勵。

選取發(fā)動機支腳處作為頻率響應的激勵點，方向盤3點鐘處的一點作為頻率響應的響應點，分別對原始整車有限元模型和經過方案1和方案2優(yōu)化改進后的整車有限元模型進行模態(tài)頻率響應分析，其頻率響應曲線對比如圖6所示。

圖6 改進前后方向盤響應點頻響曲線對比圖

響應點X、Y、Z3個方向振動數值平方和的平方根，稱為RSS值，其計算公式為

由頻響曲線對比圖可以看出，經過方案1優(yōu)化后，方向盤響應點Y向在26 Hz處的振動幅值由216.2 mm/s降至156.1 mm/s，幅值下降了28%。在26 Hz處，響應點3個方向振動總幅值由230.4 mm/s降至161.2 mm/s，幅值下降了30%。

經過方案2優(yōu)化后，方向盤響應點Y向在26 Hz處的振動峰值會前移至21 Hz，21 Hz對應發(fā)動機的轉速為630 r/min，已經低于發(fā)動機的怠速范圍，對怠速方向盤振動沒有影響。且方向盤響應點Y向在26 Hz處的振動幅值由216.18 mm/s降至54.58 mm/s，幅值下降了75%。在26 Hz處，3個方向的振動總幅值由230.4 mm/s降至61.1 mm/s，幅值下降了74%。由此可以看出方案2的優(yōu)化效果更加明顯。

為了進一步驗證經方案2優(yōu)化改進后方向盤的減振效果，對經過方案2改進后的叉車模型進行模態(tài)分析，得到整車的前8階模態(tài)，各階模態(tài)頻率和振型如表3所示。

表3 改進后整車自由狀態(tài)下前8階模態(tài)

改進前整車的三階模態(tài)振型和改進后三階模態(tài)振型如圖7所示。

圖7 改進前后整車三階模態(tài)振型圖

由改進前三階模態(tài)振型和改進后的三階模態(tài)振型對比可知，改進前后方向盤安裝在整車上的振型基本一致，但改進后的模態(tài)頻率會由26.2 Hz下降到21.5 Hz。由此可知，改進后會導致方向盤系統(tǒng)的模態(tài)頻率往前移，使其能避開發(fā)動機的二階點火頻率，減小方向盤的振動。

4 試驗驗證

按照方案2的優(yōu)化方法對叉車實車方向盤系統(tǒng)進行改進，在方向盤系統(tǒng)與儀表架之間添加減振墊。叉車啟動進入怠速后，根據駕駛員的操作反饋，明顯感覺方向盤的抖動變小。采用LMS測試系統(tǒng)重新測試方向盤3點鐘位置處的振動數據，對測試數據進行處理分析，得到改進后方向盤測點振動Overall曲線和頻譜圖，與改進前振動曲線相比，結果如圖8和圖9所示。

圖8 改進前后方向盤測點Overall曲線圖對比

圖9 改進前后方向盤測點Y向頻譜圖對比

由圖8可知，改進后方向盤的振動幅值從70.1 mm/s降至47.0 mm/s，振動幅值下降了33%；由圖9可知，改進后方向盤Y向的振動幅值從82.5 mm/s 降至51.6mm/s，振動幅值下降了38%。

5 結論

本文通過實驗測試和仿真分析，確定了方向盤振動過大的原因是方向盤系統(tǒng)安裝在整車上的模態(tài)頻率與發(fā)動機的二階點火頻率接近。為此提出了2種優(yōu)化方案來調整方向盤系統(tǒng)的模態(tài)：方案1為增大儀表架的厚度；方案2為在方向盤系統(tǒng)與儀表架之間添加減振墊。通過對整車的頻率響應分析，發(fā)現經過方案1優(yōu)化改進后，方向盤響應點處的振動幅值會下降30%；經方案2優(yōu)化改進后，方向盤響應點處的振動幅值會下降74%，2種優(yōu)化方案均能降低方向盤的振動。綜合考慮優(yōu)化效果和易實施性，采取方案2進行實車改進測試。對改進后的方向盤進行振動測試，并與原始測試數據進行對比，方向盤在發(fā)動機轉速為845 r/min處的振動總值下降了33%，證明了本文所提供的方向盤系統(tǒng)優(yōu)化方案的可行性，為解決叉車方向盤振動問題提供了一種方法。