基于5通道轉向試驗臺的轉向異響評價

劉艷豐，蘇金偉，王 帥，武偉光，趙 鵬

0 引 言

駕駛員通過汽車轉向系統(tǒng)控制汽車行駛方向和獲得路感[1]。目前電動助力轉向系統(tǒng)在乘用車上被廣泛應用。

電動助力轉向系統(tǒng)結構復雜，主要由傳感器、助力電機、減速機構、轉向器、控制器等組成，其中減速機構包括蝸輪箱、蝸輪、蝸桿等。轉向系統(tǒng)運行中涉及蝸輪蝸桿、齒輪齒條等多處配合，配合間隙過小會影響駕駛路感和轉向系統(tǒng)回正性能，配合間隙過大會使汽車在顛簸路面行駛時產生撞擊，進而產生振動噪聲。通常這種零部件之間異常配合產生的噪聲高于人耳接受范圍，這類噪聲被稱為異響。汽車常見異響包括轉向操作異響、顛簸路面異響、起步異響、轉向盤怠速抖動異響，其中顛簸路面異響尤為明顯[2]。各異響振動沿轉向系統(tǒng)傳遞至轉向盤，直接影響汽車駕駛舒適性、安全性。轉向系統(tǒng)研發(fā)中需注意避免轉向異響發(fā)生，本文結合實際工程問題的解決經驗對轉向異響評價試驗方法進行分析。

1 試驗背景

某車型搭載的C-EPS （Column-Electric Power Steering，管柱式電動助力轉向器）主要由電動助力轉向管柱、機械轉向器及橫拉桿總成組成。在試生產階段對該車型進行顛簸路面測試，車速為15～20 km/h，轉向系統(tǒng)出現“嘚嘚”異響，同時轉向盤振感明顯。為此，分別對轉向盤護罩、轉向中間軸、管柱與車身連接處、橫拉桿與轉向節(jié)連接處進行檢查，均無松動，轉向系統(tǒng)各部件與其他機構均無干涉，初步確定轉向異響源于轉向系統(tǒng)內部。為避免整車對查找轉向異響源的干擾，精確定位異響源，單獨對轉向系統(tǒng)進行臺架試驗，復現異響工況，開展對標測試，對比分析試驗結果。

2 臺架試驗

2.1 試驗方法

5通道轉向試驗臺可以按照實車坐標固定轉向系統(tǒng)，精確模擬實車轉向盤輸入扭矩及角度、左右側拉桿端橫向力及位移、左右側拉桿端垂向位移?；谠撛囼炁_采集產生轉向異響的顛簸路面的道路載荷譜作為目標信號，進行迭代計算，得到臺架驅動程序，實現異響工況復現[3]。

受成本限制未搭建消聲室，通過臺架對比試驗查找異響源。進行臺架道路模擬試驗時，采集故障車型和多個對標車型轉向系統(tǒng)中易發(fā)生異響的部位的振動加速度值，經過數據處理得到加速度限值。

選取3 款不同廠家相同類型C-EPS 進行對標試驗。試驗前分別對試驗樣件進行齒輪齒條滑移力和正向空載試驗，確認樣件狀態(tài)符合試驗要求，即對標樣件的轉向系統(tǒng)運行無異響、無卡滯，同時對標樣件與故障樣件本體均無開裂、無漏油，緊固件無松動，通過實測確定各樣件均滿足試驗要求。

2.2 測點選取

轉向系統(tǒng)中蝸輪蝸桿、齒輪齒條、轉向器襯套均存在用于配合的自由間隙，汽車在顛簸路面行駛時這些部件容易產生碰撞噪聲，并且這些部件配合過程中的沖擊也是常見異響源，需安裝加速度傳感器測試這些部件的振動加速度，如圖1所示。

圖1 在不同測點安裝加速度傳感器

2.3 臺架試驗的邊界條件

為使臺架試驗能夠很好模擬整車試驗狀態(tài)，將轉向管柱、中間軸等部件按照實車安裝位置和要求進行布置，確保螺栓擰緊力矩、轉向最大行程以及懸架上下跳動的最大行程、主銷與轉向外球頭的相對位置與實車一致。

為很好模擬轉向系統(tǒng)運行時齒輪與齒條、蝸輪與蝸桿以及轉向器襯套的相互作用，使用迭代后臺架驅動程序對轉向器遠端進行激勵，轉向器近端采用聚氨酯墊片進行彈性固定，轉向盤使用等效慣量盤進行模擬，采用某試車場的卵石路載荷譜使轉向系統(tǒng)運動，所搭建的試驗臺架如圖2所示。

圖2 5通道轉向試驗臺架

2.4 激勵方式

為避免試車場道路載荷譜的局限性，將轉向盤左側橫拉桿彈性固定，對右側橫拉桿采用標準正弦波進行激勵，加載模型如圖3所示。

圖3 轉向系統(tǒng)加載模型

2.5 數據處理方法

振動加速度的信號預處理避免使用時間平均分析法，否則會將一些異響信號涂抹掉，可根據異響信號特征進行濾波等處理，聚焦相關頻帶突出效果；對于異響問題，信號峰值相比平均值更有意義，同時需關注峰值頻次，頻次過少的單峰值不會產生過多異響。處理異響測試數據時，使用經過濾波處理的時域信號，并使用常用的百分位數N1-Percentile（描述一組數據中每個值的大小與位置關系）對數據進行處理，以得到用于評價異響的加速度值。對所有測試信號中最大的10%位置（P10）數值進行計算，避免單個峰值的影響，同時避免平均值或者均方根值將最有價值信息覆蓋。采用x、y、z向加速度表示最終限值，即

式中：vsum為測點加速度；X為測點x向加速度；Y為測點y向加速度；Z為測點z向加速度。

將3套狀態(tài)良好的對標樣件的最大振動加速度作為加速度限值。

3 臺架試驗過程

3.1 道路模擬

（1）載荷譜采集

采集試車場卵石路載荷譜信號，包括轉向盤轉角、右側橫拉桿力、懸架垂向跳躍、車速信號，并對這些信號進行分析，去除毛刺，消除趨勢項，保證載荷譜數據信號真實完整[4]。

（2）迭代計算

將處理后的卵石路載荷譜作為目標信號，通過白噪聲激勵轉向系統(tǒng)生成頻響函數，利用RPC（Remote Parameter Control，遠程參數控制）軟件進行迭代[2]，使臺架驅動響應與目標信號的誤差低于3%，最終得到卵石路載荷譜驅動程序。迭代過程如圖4所示。

圖4 卵石路載荷譜的迭代曲線

（3）加速度采集

為轉向系統(tǒng)的蝸輪、蝸桿、齒輪、齒條及轉向器支持襯套殼體分別安裝三向加速度傳感器，通過臺架驅動程序激勵轉向系統(tǒng)，采集轉向系統(tǒng)運動過程中各測點的振動加速度。

（4）數據處理

分別對4 套轉向系統(tǒng)的振動加速度信號進行處理，如圖5所示，數據處理結果見表1。

表1 卵石路載荷譜激勵臺架試驗結果g

圖5 數據處理流程

3.2 標準正弦激勵

對右側橫拉桿分別采用頻率為20 Hz、2 800 N載荷的正弦波激勵轉向系統(tǒng)運動，采集各測點的振動加速度并進行相應的數據處理，結果見表2。

表2 標準正弦波激勵臺架試驗結果g

4 試驗結果分析

將運轉良好、無異響的3個轉向系統(tǒng)樣件的各項試驗數據進行對比分析，并繪制柱狀圖，如圖6、7所示。

圖6 卵石路載荷譜激勵臺架試驗

圖7 標準正弦激勵臺架試驗

從圖中可以看出，3個對標樣件在兩種激勵方式的臺架試驗中，從蝸輪到襯套的振動加速度變化趨勢相似，同一樣件中，襯套的振動加速度最大，蝸輪的振動加速度偏小。臺架試驗均采用激勵右側橫拉桿方式，激勵振動會從襯套到蝸輪、蝸桿發(fā)生衰減，這與實際相符，說明試驗數據準確合理。

對比表1、2 中樣件4（故障）各測點的振動加速度與樣件1～3 的加速度限值，表1 中故障件蝸輪、蝸桿處振動加速度分別為0.053g、0.102g，相應位置限值分別為0.011g、0.015g；表2 中故障件蝸輪、蝸桿處振動加速度分別為0.318g、0.420g，相應位置限值分別為0.174g、0.214g?？梢钥闯觯瑑煞N試驗中故障件蝸輪、蝸桿處振動加速度均明顯超過樣件1～3的限值，其中蝸桿測點超限尤其明顯，故障件齒輪、襯套處振動加速度均小于樣件1～3的限值。

為此，對比卵石路載荷譜臺架試驗中4個樣件的蝸桿y向振動加速度曲線，如圖8所示，y向為蝸輪蝸桿嚙合方向，其加速度變化相比其他位置更為明顯。

圖8 各樣件蝸桿y向振動加速度曲線

對比圖8 各分圖發(fā)現，圖8（d）中加速度曲線在第18、34、53 s 附近出現明顯突變，加速度幅值甚至可達到0.20 m/s2，相比其他時刻加速度值具有顯著變化，圖8（a）～（c）中各對標樣件的蝸桿y向加速度幅值無明顯突變，且變化趨勢較為平穩(wěn)。由此說明故障件異響是由蝸輪、蝸桿異常配合產生沖擊引起。將異響樣件拆解后發(fā)現，蝸輪盤有磨損痕跡，對比行駛里程小于300 km 的同型號同供應商正常樣件，發(fā)現異響樣件的蝸輪蝸桿嚙合處潤滑脂偏少且間隙偏大。

綜上，故障車型轉向系統(tǒng)顛簸路異響的主要原因是蝸輪蝸桿間潤滑不良，磨損較嚴重，并且蝸輪蝸桿間隙較大。為此，將蝸輪蝸桿潤滑脂加注方式由手動加注改為定量自動加注，并采用自適應調節(jié)機構調節(jié)蝸輪蝸桿嚙合力，改進后進行樣件測試，未再出現異響。

5 結 論

針對某車型顛簸行駛中轉向系統(tǒng)異響問題進行分析，采用5通道轉向試驗臺對故障件和3套正常件開展臺架對比測試，其中轉向盤采用等效慣量的慣量盤代替，一側橫拉桿彈性固定，另一側橫拉桿通過路譜驅動程序以及標準正弦波進行激勵，使轉向系統(tǒng)復現顛簸路面的異響工況。采集4 套樣件的蝸輪、蝸桿、齒輪、襯套振動加速度，對比驗證試驗安排合理有效。

對3套對標樣件的試驗加速度進行計算，得到無異響正常件加速度限值，對比發(fā)現故障樣件的蝸輪、蝸桿加速度均超過限值，其中蝸桿y向振動加速度曲線出現異常峰值，拆解故障件發(fā)現，蝸輪蝸桿的潤滑脂量不足，且配合間隙較大。由此可知，轉向系統(tǒng)異響是由于蝸輪蝸桿異常配合導致。

綜上所述，通過臺架測試查找轉向系統(tǒng)異響故障原因的方法切實可行，相比搭建消聲室進行噪聲測試更加節(jié)省成本，對于研發(fā)階段轉向系統(tǒng)異響問題解決具有一定參考意義。