某型商用車方向盤行車抖動控制與結構優化研究

林長波，許恩永，馮高山，展 新

（東風柳州汽車有限公司，廣西 柳州545005）

方向盤作為汽車操縱系統輸入端和駕駛員直接接觸端，影響著汽車舒適性和駕駛員指令傳輸準確性，這種振動形式會對駕駛者的操作和健康帶來不利影響，評估振動影響需要考慮到振動強度和頻率等因素[1]。振動問題通常可以從抑制振動激勵、改善振動傳遞路徑和優化機械參數三個方面加以改進[2]。目前，諸多研究者主要集中與致力于解決方向盤怠速抖動問題。文獻[3]基于模態分析和振動測試等研究方向盤抖動的影響因素，通過結構優化和輕量化設計進行振動控制。文獻[4-7]采用傳遞路徑分析查找方向盤抖動的原因，通過改變懸置系統固有頻率解決相應問題，等等。本文針對某型商用車高速行車時出現方向盤抖動嚴重的問題，采用分析傳遞路徑、試驗排查和模態測試分析定位問題主要原因，提出解決方案和優化改進措施，并通過試驗以及結合專家動態感知評價進行驗證。

1 問題描述

1.1 問題背景

用戶反映某型商用車在運營過程中行駛至70～90 km/h的速度時出現方向盤異常抖動現象，嚴重影響了汽車駕駛舒適性性和行駛安全性，該問題也引起了司機的不滿及客戶的抱怨，攸關品牌競爭力。為復現該問題，本文對廠內多輛同類型車輛進行路面測試，發現在60～95 km/h車速內都出現不同程度的方向盤左右（Y向）抖動問題，難以滿足客戶對舒適性的高要求。因此，查找該問題的關鍵原因和研究解決方案迫在眉睫。

1.2 相關測試

為深入分析問題，本文選擇其中一輛振動較為嚴重的問題車通過LMS Test.Lab系統進行道路振動測試實驗，通過三向加速度傳感器采集方向盤中心和3點方向的振動數據，如圖1所示。獲得抖動車速為70～95 km/h時，Y向（左右方向）振動幅值與車速的關系，如圖2所示。

圖1 傳感器布置圖

圖2 振動加速度與車速關系

由于方向盤抖動沒有公認的定量評價標準，只能基于主觀評價判斷[8]，而司機對于方向盤的振動加速度極為敏感，因此采用振動加速度幅值來評價振動強度[9]。本文通過組織多位專家進行多次動態感知評審和多次相關測試，得出該型商用車方向盤Y向振動小于0.5 m/s2時手感覺不到振動，可定為舒適狀態，而大于1.5 m/s2時手感發麻，能見到方向盤左右晃動，且出現重影，定為不可接受狀態。由圖2測試結果可見，車速為90 km/h時達到最大值，且遠超出客戶的可接受范圍。

2 原因分析與確定題描述

2.1 相關測試

由傳遞路徑分析可知，方向盤抖動激勵源主要來自發動機和路面，這些振動經過發動機懸置、懸架和駕駛室懸置等隔振傳遞到方向盤，傳遞過程路徑復雜，涉及零部件較多，給故障排查帶來困難。

為查找原因，文章進行了以下試驗測試：1）原地空擋工況，發動機轉速從怠速開始，以50 r/min遞增，到3 000 r/min.通過測試數據發現，發動機空轉時方向盤抖動都在可接受范圍；2）行駛工況，無論掛擋還是空擋滑行，車速低于60 km/h或高于100 km/h，方向盤抖動減輕或者消除；3）掛擋將車速提高到100 km/h以上，進行空擋滑行，車速達到原故障車速時故障出現；4）分別掛7檔（次高檔）和8檔（最高檔），加速到故障車速時故障出現；5）將方向盤高度調整到最低位置時，方向盤發生抖動時車速升高。如原車故障車速為80 km/h，方向盤高度調整到最低位置后故障車速變為90 km/h.

從上面測試可見方向盤抖動故障與車速相關，與發動機轉速和傳動軸轉速無關。經排查可知，導致問題出現的可能原因有：1）底盤傳動系統各零部件質量不合格，導致振動激勵過大；2）懸架隔振性能不足，不能有效衰減來自路面的激振力；3）駕駛室懸置隔振性能不足，不能有效衰減來自底盤的激振力；4）轉向系統固有頻率偏低，與來自底盤的激勵頻率耦合。

2.2 故障定位

對上述可能因素進行測試和分析，定位故障的主要原因。

（1）底盤傳動系統零部件質量不合格，振動過大

對問題車的鋼圈、輪胎跳動量測量，發現右前輪胎的跳動量異常（徑向：3.64 mm、端面：3.10 mm），鋼圈失圓，更換汽車鋼圈并全部做車輪動平衡，將備胎與右前輪對調后試車，方向盤依然存在抖動異常。

（2）懸架隔振性能不足

對問題車前橋隔振率進行測試，在90 km/h的隔振率為44.8%.將汽車前鋼板彈簧抽掉第三片后再次進行試驗，汽車在90 km/h的隔振率為54.1%.隨著懸架剛度降低，隔振率提高，但故障情況仍然沒有得到解決。

（3）駕駛室懸置隔振性能不足

該測試問題車采用的是半浮駕駛室懸置，將前懸置由原來的橡膠減振更換成螺旋彈簧減振方式，即駕駛室懸置由半浮改成全浮結構，提升駕駛室懸置隔振性能。經測試發現，方向盤抖動現象有所減輕，在90 km/h的振動幅值仍為1.32 m/s2，遠達不到用戶能夠接受的程度。

（4）傳動系統固有頻率偏低，與來自底盤的激勵頻率耦合

對該問題車進行詳細道路振動試驗，獲取Y向振動頻率與車速關系的瀑布圖，如圖3所示。從圖中可見抖動車速為70～95 km/h，抖動頻率約為12.5～17 Hz，頻率階次明顯。

圖3 方向盤Y向振動瀑布圖

根據該測試車輛的相關參數，計算出8檔時抖動發生車速的相關頻率如表1所示。結合振動瀑布圖和相關激勵頻率可見，90 km/h車速附近振動最大時，該頻率對應的是車輪轉頻的2階旋轉頻率。由以上分析可知，該車型高速行車方向盤抖動的主要激勵源來自輪胎。

表1 汽車8檔相關激勵頻率

3 轉向系統模態分析

對該問題車型的轉向系統在約束狀態下進行模態分析，得出其固有頻率及振型，并通過測試進行模態驗證。

3.1 有限元模態分析

本文根據該車型轉向系統的參數建立其三維模型，并將模型導入HyperMesh軟件中進行網格劃分，各零部件之間均按實際情況進行連接，并設置邊界和約束條件，在OptiStruct中采用Lanczos方法進行模態分析[10]。轉向系統一階振型為方向盤沿Y向左右晃動，如圖4所示，從圖中可見該振型的頻率為16 Hz.結合圖4和表1可見，該頻率與900 r/min車速下的車輪轉頻的二階頻率相重合。

圖4 轉向系統第一階模態振型（16Hz）

3.2 試驗模態分析

在有限元建模過程中，轉向系統模型的簡化將導致模型與實際結構存在偏差。因此有必要對實車約束狀態下的轉向系統做模態測試，驗證模型的準確性。本文采用錘擊法測試轉向系統的測點加速度響應，并提取系統的模態參數[11]。方向盤測點布置。

如圖5中（a）所示，力錘分別在轉向盤和轉向管柱上進行激振，測試結果如圖5中（b）中所示。從圖中可見，方向盤Y向抖動的頻率相應為15.4 Hz，與仿真結果相吻合，與輪胎二階頻率相接近經上述測試分析，可確定該商用車高速行車方向盤抖動是由轉向系統固有頻率與輪胎二階旋轉激勵頻率耦合發生共振所致。

圖5 轉向系統測點布置和測試響應

4 改進方案與驗證

解決共振最好的辦法就是錯開固有頻率和激勵頻率。多自由度系統方程一般形式如下：

式中[M]、[C]、[K]分別為系統的質量矩陣、阻尼矩陣和剛度矩陣，{F}為激勵力向量。

系統模態是系統的固有特性，與外部條件無關，同時考慮到阻尼對振型和固有頻率影響較小，將振動方程進行如下簡化：

設解為：{x}={φ}eiωx，從而可得到特征方程為：從特征方程可知，提升系統固有頻率最直接有效的方式是減小系統質量或提升系統剛度。目前，該車型方向盤已經做過輕量化處理，改進空間有限。下面尋求通過提升轉向系統剛度的途徑加以解決。

4.1 提高轉向柱剛度

該測試樣車轉向柱為焊接件，剛度較低。為提升轉向柱剛度，將測試樣車轉向柱更換為鑄造結構的轉向柱，雖然這樣提升了轉向系統的剛度，但由于鑄件質量有所增加，固有頻率降低，經測試1階模態頻率由原來的15.4 Hz降到14.5 Hz，實車測試發現方向盤抖動現象加劇，且抖動車速降低了約5 km/h.因此，該方案不可行。

4.2 提高轉向柱支架剛度

在轉向柱支架兩邊各增加一個支架作為加強筋，以提高其剛度，如圖6中（a）所示[12]。經模態分析得到轉向系統1階模態提高到了19.2 Hz，在原來的基礎上提升了19.3%，如圖6中（b）所示。通過實車測試發現方向盤抖動現象消失，問題得以徹底解決。

圖6 增加加強筋后結構示意圖及模態測試（19.2Hz）

4.3 轉向柱支架結構優化

通過增加雙支架雖解決了高速行車方向盤抖動問題，但每個支架上需多安裝四顆螺釘，影響美觀，不宜在量產車型上使用。

本文基于結構分析，對支架結構進行優化和改進，在支架中間槽中增加隔板，且加寬右側加強筋，如圖7中（a）所示。將優化后的轉向柱支架安裝到轉向系統，并進行模態測試，一階固有頻率提高到22.2 Hz，提升了37.9%，如圖7中（b）所示。將優化后的支架進行試制和實車試驗，行駛至方向盤抖動車速，抖動消失，抖動問題得以解決。

圖7 優化的結構對比及優化模態測試

5 結束語

針對汽車高速行車方向盤抖動問題，文章通過傳遞路徑分析、試驗排查結合模態測試方法定位并找到方向盤行車振動的根本原因。基于模態分析和共振理論提出增加轉向系統剛度的改進方案，并通過優化支架結構提升剛度，改變系統固有頻率，避開頻率共振區。最后通過仿真和試驗驗證，結果表明完全滿足改進目標，解決了方向盤行車抖動問題，提高駕駛舒適性和行車安全性，從而為此類問題提供工程參考。

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