方向盤擺振問題的Benchmark及CAE分析解決方法

趙永坡，李仕途，逄淑一

（長城汽車股份有限公司技術中心，河北省汽車工程技術研究中心，河北 保定 071000）

方向盤擺振問題的Benchmark及CAE分析解決方法

趙永坡，李仕途，逄淑一

（長城汽車股份有限公司技術中心，河北省汽車工程技術研究中心，河北 保定 071000）

∶方向盤擺振是汽車樣車開發階段常見的振動問題，甚至影響駕駛員的舒適性和行車安全。針對某SUV車型的方向盤擺振問題，通過Benchmark方法和試驗測試，設定擺振評價指標和指標限值，明確擺振問題的激勵源和振動傳遞路徑。通過靈敏度分析快速識別傳遞路徑中對擺振影響較大的動力學參數，提出了整改方案，并借助CAE方法快速驗證了方案的有效性。在開發樣車上通過增大齒條摩擦力、增大方向盤轉動慣量和降低轉向器安裝襯套整車y向剛度等方法，使擺振幅值降低76%，擺振現象得到有效改善。

∶方向盤擺振；Benchmark；振動傳遞路徑；靈敏度分析；CAE分析

10.16638/j.cnki.1671-7988.2016.09.083

CLC NO.: U463.4Document Code: AArticle ID: 1671-7988 (2016)09-240-05

引言

隨著汽車的普及，消費者越來越重視汽車的品質和安全，方向盤擺振是樣車開發階段常見的振動問題，甚至影響駕駛員的舒適性和行車安全[1，2]。

解決方向盤振動問題主要有以下幾種途徑：控制激勵源；優化振動傳遞路徑，提高傳遞路徑的隔振能力；降低響應，優化轉向系統振動特性等[1]。造成方向盤擺振的激勵源主要是車輪的非均勻性，包括質量不平衡、剛度不均勻和尺寸偏差等[3～7]。整車廠解決方向盤擺振時采取的措施涉及到車輪系統（調整輪胎動平衡、調整車輪偏心等）、懸架系統（調整懸架下擺臂后襯套的剛度等）和轉向系統（加強轉向系統安裝襯套、安裝支架的剛度等）[2,4～9]?？梢娪绊懛较虮P擺振的因素較多，各因素對于不同車的擺振影響各不相同，需根據實車情況分析。

本文針對某款SUV試制樣車在高速行駛時的方向盤擺振問題，通過Benchmark方法結合試驗測試確定擺振頻率和振動量級，提出評價擺振問題的客觀測試指標和指標限值，明確激勵源和傳遞路徑。采用靈敏度分析方法快速識別對問題車擺振有較大影響的動力學參數，提出整改方案，并借助CAE方法驗證了整改方案的有效性和可行性。最終在實車上進行驗證，取得了較好的效果。

1、方向盤擺振問題分析

1.1方向盤擺振現象

方向盤擺振是樣車開發階段常見的影響車輛駕駛舒適性的現象，具體表現為車輛在平直路面高速行駛時，達到某一特定車速（一般在100km/h以上），方向盤的周向連續振動現象。

在對某SUV試制樣車進行主觀評價時，發現其在平直路面以110km/h行駛時，方向盤出現明顯擺振現象，車速升高或降低，擺振現象消失。

1.2擺振現象Benchmark分析

應用Benchmark方法，選取兩輛擺振輕微的標桿車與問題車進行對比主觀評價和客觀測試，選取合適的評價指標并確定擺振問題整改目標限值。評價及測試工況：110km/h平直路面直線行駛。測試指標選擇方向盤12點鐘位置的周向（整車y向）振動加速度（見圖1）。對試驗數據進行幅頻特性分析，見圖2～5和表1，問題車方向盤12點鐘位置的周向振動加速度幅值在12.5Hz處存在明顯峰值，x向和z向振動無明顯峰值，標桿車1在11.3Hz處存在峰值，標桿車2在13Hz處存在峰值。峰值越大，主觀評價顯示擺振越明顯。選定方向盤12點鐘位置周向12.5Hz的振動幅值作為擺振客觀評價指標，參考標桿車2，將整改目標限值設定為0.085g。

圖2　問題車擺振加速度時域曲線

圖3　問題車擺振加速度幅頻特性

圖4　標桿車1擺振加速度幅頻特性

圖5　標桿車2擺振加速度幅頻特性

表1　擺振幅值與頻率及評價結果

2、激勵源及振動傳遞路徑分析

由于車輪總成各個元件制造的公差可能造成質量不平衡、剛度不均勻和尺寸偏差等不均勻性。車輪旋轉時質量不平衡引起的動不平衡在車輪上產生一個旋轉的力矩，表現翻轉力矩和回正力矩。輪胎徑向剛度沿著圓周的不均勻，輪轂的尺寸偏差，都會導致車輪滾動時在車軸處產生垂向激勵。

圖6　車輪不均勻性激勵及其各階諧量[10]

上述激勵[10]的頻率均以輪胎滾動頻率為基頻（圖6），故車輪不均勻性激勵頻率的近似計算公式如下[2]：

式中，f為車輪不均勻產生的激勵頻率，V為車輛行駛車速（km/h），R為輪胎滾動半徑（m），N為激勵的階次。經估算，問題車在110km/h行駛時，其車輪的一階激勵頻率約為12.8Hz（該車輪胎型號為265/65 R17，滾動半徑約為0.38m），與擺振頻率（12.5Hz）吻合，故推斷車輪不均勻性一階激勵是造成方向盤擺振的主要激勵源。車輪不均勻性難以避免，有必要對擺振傳遞路徑的隔振性能進行優化，降低擺振對車輪不均勻性的敏感程度。

圖7　問題車前懸架及轉向系統結構

分析該車前懸架結構（見圖7），懸架型式為雙橫臂式獨立懸架，上、下擺臂通過橡膠襯套與車架連接，轉向系統為齒輪齒條式液壓助力轉向系統，轉向系統通過橡膠襯套與車架連接。可能的傳遞路徑為：車輪一階激勵經轉向節，傳遞到轉向拉桿，再傳遞到轉向系統及方向盤。

為確定擺振傳遞路徑，在轉向節、轉向拉桿處布置加速度傳感器（圖8），測量其振動加速度，并進行幅頻特性分析。結果顯示（圖9～10，x向-綠色，y向-紅色，z向-藍色），轉向節處和轉向拉桿處的各向振動加速度在12.5Hz處均存在明顯峰值，峰值頻率與方向盤擺振一致，故擺振傳遞路徑分析正確。

圖8　轉向節、轉向拉桿測點圖

圖9　轉向節處各向振動幅頻特性

圖10　轉向拉桿處各向振動幅頻特性

擺振振動傳遞路徑如圖10所示，車輪不均勻性產生的一階激勵通過轉向節傳遞至轉向拉桿，再經轉向系統傳遞至方向盤。

圖11　擺振振動傳遞路徑

3、擺振傳遞路徑靈敏度分析

為找出傳遞路徑上對擺振影響較大的動力學參數，使用CAE分析模型對傳遞路徑中的各個參數進行靈敏度分析。靈敏度是系統的動態性能受參數變異影響的屬性，關于參數變化如何影響系統的性能對于系統的改進設計有著重要的意義[11]。

3.1CAE模型有效性驗證

使用Adams/Car搭建整車動力學分析模型，首先驗證模型的有效性，包括懸架系統性能、整車穩態響應和瞬態響應等。模型仿真結果（紅色實線）與試驗結果（藍色虛線）對比如圖12、13所示。

圖12　前懸架垂向剛度驗證

圖13　前懸架縱向剛度驗證

圖14　穩態回轉工況車身橫擺角速度驗證

CAE模型能夠較好的模擬實車性能，可用于擺振仿真分析。通過在模型中添加輪胎動不平衡質量實現方向盤擺振分析。分析工況為平直路面加速行駛，車速從70～120km/h，測量方向盤12點位置的y向振動加速度。結果如圖14、15所示，可見在車速達到約100km/h時，方向盤有較明顯的擺振，峰值頻率約為13Hz，幅值約為0.27g，與試驗結果一致性較好，故CAE模型可用于擺振問題分析。

圖15　轉向回正工況車身橫擺角速度驗證

圖16　CAE分析方向盤擺振時域曲線

圖17　CAE分析方向盤擺振幅頻特性

3.2靈敏度分析

使用Adams/Insight進行靈敏度分析，分析工況為100km/h勻速直線行駛，考察方向盤12點位置的y向振動加速度。選取傳遞路徑中共22個動力學參數（表2）作為靈敏度因素進行分析。其中上擺臂安裝襯套和下擺臂前安裝襯套的徑向平動剛度沿軸向均勻分布，故其剛度參數靈敏度因素4個，而下擺臂后襯套和轉向系統安裝襯套整車y向的徑向平動剛度相對較小，故其剛度參數有6個。

表2　擺振靈敏度分析因素

靈敏度分析結果評價指標見表3，R2為相關系數的平方，介于0～1之間，此指標越大則擬合效果越好，R2adj是對R2的修正，消除了不相關因素的影響，R2adj與R2越接近，則所選因素中沒有不相關因素[12]。R2：0.994，R2adj：0.989，均很接近1，說明因素與響應（方向盤擺振加速度峰值）的擬合效果較好。

表3　靈敏度分析結果評價指標

靈敏度系數較高的參數依次是轉向系統齒條摩擦力、方向盤轉動慣量和轉向系統安裝襯套y向（整車y向）剛度，下擺臂后襯套x向（整車y向）剛度也有一定影響。

表4　靈敏度分析結果

4、方向盤擺振CAE驗證

借助CAE手段對靈敏度系數較高的結構參數進行有效性和可行性驗證。依次驗證靈敏度系數較高的結構參數對擺振的影響。分析工況為100km/h勻速直線行駛，考察方向盤12點位置的y向振動加速度。驗證結果見圖18，圖中的曲線依次是

a：原狀態；

b：單獨增加齒條摩擦力35N；

c：增大轉向盤轉動慣量（32gm2～43gm2）；

d：轉向系統安裝襯套y向剛度降低30%；

e：下擺臂后襯套徑向剛度降低30%；

f：b+c+d。

其中，加大摩擦力效果最明顯，加大方向盤轉動慣量和降低轉向系統安裝襯套y向剛度也有較明顯的效果，降低下擺臂后襯套徑向剛度的效果不明顯。將效果較明顯的三個措施疊加后，擺振幅值降低約65%，效果明顯。

圖18　各措施效果CAE驗證（擺振幅頻特性）

上述措施可能對車輛轉向性能，尤其是高速回正性能產生影響，為驗證可行性，通過仿真分析考察車輛轉向性能變化，仿真工況參考GB/T6323-2014《汽車操縱穩定性試驗方法》中的高速轉向回正試驗方法。結果見圖19和表5，紅色實線為初始狀態仿真結果，藍色虛線為施加措施f之后新狀態的仿真結果。

圖19　高速回正車身橫擺角速度

表5　高速回正評價指標

應用方案f后，問題車穩定時間降低，橫擺角速度超調降低，橫擺自然頻率降低，相對阻尼系數增大，橫擺殘留增大，橫擺角速度總方差增大。將方案f應用在試制樣車上，主觀評價顯示高速回正性能并無明顯下降。且該車方向盤擺振幅值減小至0.08g（圖20），振動加速度幅值降低76%，達到擺振整改目標限值，主觀評價擺振輕微難以察覺。

圖30　擺振整改措施實車驗證

5、結論

（1）在解決樣車開發過程中的振動問題時，Benchmark方法結合試驗測試手段是快速明確振動問題的有效手段。本文應用此方法快速識別了問題車方向盤擺振的激勵源和振動傳遞路徑。主要激勵源是車輪不均勻性產生的一階激勵，振動傳遞路徑是由輪胎經轉向節依次傳遞至轉向拉桿、轉向系統和方向盤。

（2）靈敏度分析方法結合CAE分析能夠快速識別對系統動態性能影響較大的因素。運用靈敏度分析方法快速識別了懸架、轉向系統對擺振有較大影響的動力學參數，提出了增大齒條摩擦力、增大方向盤轉動慣量和降低轉向器安裝襯套剛度（整車y向）等優化擺振傳遞路徑、降低轉向系統響應的優化方案。應用CAE分析方法驗證了優化方案的可行性和有效性。實車實施后，問題車的方向盤擺振問題得到有效改善，擺振幅值降低了76%。

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[12] MSC.ADAMShelpdocument.

Benchmark and CAE Analysis of Steer Wheel Shimmy

Zhao Yongpo, Li Shitu, Pang Shuy（R&D Center of Great Wall Motor Company, Automotive Engineering Technical Center of HeBei, HeBei Baoding 071000）

Steering wheel shimmy is a common vibration problem of prototype car, and even affect the driver's comfort and driving safety. In order to solve the steering wheel shimmy problem of a SUV, with the aid of Benchmark and Objective test, we selected an evaluation index of shimmy, and we found out the vibration excitation source and transfer path. By using the method of sensitivity analysis,we quickly identified the key structural parameters with large influence on shimmy. We put forward the improvement scheme,and with the help of CAE analysis to verify the effectiveness of the solution quickly. Test validation results show that the problem has been effectively improved, the amplitude of shimmy decreased 76 percent.

steer wheel shimmy; benchmark; vibration transfer path;sensitivity analysis; CAE analysis

∶U463.4

∶A

∶1671-7988 (2016)09-240-05

趙永坡（1980—），男，工程師，就職于長城汽車技術中心動力學性能工程部，主要從事動力學性能開發、試驗測試、駕駛輔助系統開發、底盤調校等業務。