某商用車高速行駛方向盤劇烈振動問題研究

李里，姜建中，王悅，么晶晶，孫佳偉

（北汽福田汽車股份有限公司，北京 102206）

前言

方向盤作為駕駛員暴露接觸端，評估其振動影響需重點考慮振動強度和頻率因素。根據暴露界限、疲勞-功效降低界限及舒適性降低界限判斷標準，特定頻率下的異常振動不僅能降低人的工作效能，更會損害人體健康[1-2]。目前國內整車廠對解決方向盤振動問題的措施主要有：通過優化轉向管柱、橫梁以及方向盤自身的固有頻率以改善方向盤異常振動[3-6]；通過輪胎的非均勻性、輪胎氣壓、制動扭矩波動等手段以降低輪胎傳遞激勵，從而減小工況下方向盤的振動[7-8]。

本文借鑒了上述文獻的整改經驗，優化過程中采用階次分析和工作變形分析等手段，排查確認傳動軸激勵對行駛工況方向盤的振動影響更為顯著。通過多輪對比驗證，提出關鍵零部件的質量控制需求，為類似問題的改善和優化提供可借鑒經驗。

1 問題背景

某型商用車試驗樣車經主觀駕評反饋，行駛至85km/h及以上速度時即出現方向盤劇烈振動現象，打手感嚴重，且該現象伴隨高速行駛工況一直存在。該現象的發生與車速密切相關，并考慮到高速行駛為商用車運載常用工況之一，樣車如果未解決該問題便投放市場，必然引起顧客抱怨，影響品牌競爭力。因此，查找該問題的關鍵原因和研究解決方案迫在眉睫。

1.1 相關測試

方向盤振動測點布置如圖1所示。方向盤手握位置多集中在3點和9點處，故選取9點位置振動信息進行特征分析和對比驗證。樣車共8個前進擋，7和8擋均可行駛至85km/h，為能獲取更多振動信號的動態特征，選用第7、8兩擋進行加速工況測試，并增加定置空擋緩加速工況測試。

圖1 振動測點布置圖

樣車加速工況測試結果如圖2所示。圖中方向盤振動曲線所示，樣車分別使用7、8擋加速行駛達到85km/h附近時（7、8加速擋工況下對應發動機轉速為2350r/min、1750r/min左右），方向盤振動值分別為達5.3m/s2和6.8m/s2，且振動曲線呈陡然上升趨勢，與主觀感受一致。

圖2 定置空擋及7、8擋加速行駛方向盤振動對比圖

結合圖中右側加速工況colormap圖可知，7、8擋加速工況主要激勵階次分別為0.74和1.00，分別作激勵階次切片處理并放置左圖Overall曲線中對比，圖中可見，該兩個階次是高速行駛方向盤劇烈抖動的絕對貢獻。此外，在28Hz-30Hz范圍存在共振帶，將頻率范圍內的激勵階次放大。樣車原地空擋緩加速工況，發動機高轉速1800r/min至2500r/min范圍內無異常振動。

綜合上述分析：不同擋位加速工況問題發生車速和激勵階次不同，但頻率一致；原地空擋緩加速工況高轉速區間無異常振動。可確定排查對象為行駛系統和轉向系統。

2 原因分析與問題排查

2.1 轉向系統排查

對樣車轉向系統進行評估，因整車狀態下轉向系統布局緊促，采用常規模態試驗等手段獲取的信號信噪比較差。本文通過對樣車轉向系統（含轉向管柱、管梁和方向盤）進行CAE仿真分析以獲取優化方向，得模態振型信息如圖3所示。轉向系統在28.9Hz存在模態固有頻率，其振型為一階垂向彎曲。

圖3 轉向系統模態仿真結果

結合模態仿真結果，樣車7、8擋85km/h行駛工況下傳動軸激勵頻率處于28Hz-30Hz附近，與轉向系統一階垂向彎曲模態耦合，進而導致轉向系統振動加劇。

2.2 行駛傳動系統排查

綜合考慮上述各工況客觀測試數據的特征，即不同擋位加速行駛下方向盤激勵階次不同，且原地空擋緩加速工況無異常振動現象，因此將底盤傳動和行駛系統作為主要排查方向。

本文采用階次分析法進行問題診斷，樣車發動機為四缸形式，發動機點火激勵階次為2階，曲軸激勵階次為1階，傳動軸和輪胎的激勵階次計算公式分別如式（1）和式（2）所示：

式中，it為變速箱對應擋位速比；im為后橋主減齒輪速比。試驗樣車變速箱7、8擋速比分別為1.35和1.00；后橋主減速比為5.876。

根據上式進行計算，7、8擋加速行駛工況下基于基頻的傳動軸激勵階次分別為0.74和1.00；輪胎激勵階次為0.12和0.17。傳動軸激勵階次與客觀測試數據中的階次特征一致，初步判斷異常振動現象主要由傳動系統導致。為能準確排查問題產生原因并對理論分析進行驗證，對樣車車架、前后橋以及傳動軸前后連接吊掛布置振動測點（如圖4所示），進行7、8擋加速行駛工況測試。

圖4 傳動軸吊掛和前橋振動測點

測得7、8擋加速工況，前、后橋和傳動軸吊掛測點的振動colormap圖如圖5、6所示。前、后橋在7、8擋加速行駛工況下存在對應0.73和1.00的激勵階次，但由于振幅較低，應為振動傳遞導致而非主要振源。前、后傳動軸吊掛在工況下的傳動軸階次激勵明顯，振動振幅明顯高于底盤系統其余個測點，且與理論分析特征基本一致，說明傳動軸是異常振動現象的主要貢獻。

圖5 7、8擋加速行駛工況前、后橋振動彩圖

圖6 7、8擋加速行駛工況傳動軸前、后吊掛振動彩圖

為更直接了解振動特點，采用工作變形分析方法（Opera-tional Deflection Shape，ODS）對振動現象進行復現。該分析方法實際上是各階模態的的線性疊加，可直接使用各個測量數據查看某一頻率下的實際變形。測試工況為85km/h勻速行駛近穩態工況，布置方向盤，前、后橋、車架和傳動軸吊掛等測點。工況下各測點中振動量級最高為傳動軸前、后吊掛Z向，28.5Hz處峰值明顯，振幅最大可達9.68m/s2。提取工況下振型如圖8所示，振型信息顯示傳動軸前、后吊掛延Z向平動，且吊掛Z向振幅最大，方向盤為擺動振型。其余測點無明顯異常。

圖7 85km/h勻速行駛工況傳動軸前、后吊掛振動頻譜

圖8 85km/h勻速行駛工況28.5Hz底盤系統工作變形

3 優化方案與驗證

綜上所述，結合工況特征、階次分析以及工作變形分析驗證，可確定高速行駛方向盤劇烈抖動現象的激勵源為傳動軸，通過傳轉向系統作為傳遞路徑，最終通過方向盤作為響應點被感知。

解決共振現象最優辦法為錯開結構固有頻率和激勵頻率，以及抑制激勵。假設簡諧力作用下運動微分方程一般形式如下：

式中[M]、[C]、[K]分別為系統的質量、阻尼和剛度矩陣，H為激勵力幅值，ω為激勵力圓頻率。

考慮到阻尼對振型和固有頻率影響較小，并設解為：{x}={φ}eiωx，從而簡化振動特征方程為：

通過上述理論推導可知，提升系統固有頻率最直接有效的方式為提升系統剛度或減小系統質量。為充分分析各環節的貢獻程度，本文分別從傳遞路徑和激勵源兩個角度進行優化整改和驗證。

3.1 轉向系統優化（傳遞路徑）

為解決因激勵頻率與結構固有模態頻率耦合而導致的共振問題，本文采用優化轉向系統結構以提升模態固有頻率的方式，從而減輕方向盤在工況下的劇烈抖動。轉向系統優化細節如圖9所示。通過增加轉向橫梁與前圍連接支架，同時更換輕量化方向盤。

圖9 轉向系統仿真模型

經仿真計算，優化轉向系統結構后一階垂向彎曲模態頻率從28.3Hz提升至29.7Hz，如圖10所示。需考慮到實車狀態下轉向系統內部布置緊促，多數結構為保證其功用性難以修改調整，該方案可工程化實現且模態頻率提升已為極限。

圖10 轉向系統模態仿真結果

對優化后方案進行8擋加速工況方向盤振動測試，分別提取優化和初始狀態方向盤振動測點1階次激勵曲線進行對比，如圖11所示。轉向系統優化后，加速行駛至85km/h速度附近方向盤打手感減輕，客觀測試表明工況下方向盤振動由初始狀態的6.0m/s2降低至5.2m/s2左右，且優化后出現振動峰值對應的發動機轉速從初始狀態下1750r/min提升至1810r/min。

圖11 8擋加速行駛工況方向盤1階次振動對比

綜合上述分析，對轉向系統作優化處理在一定程度上減輕了高速行駛工況下方向盤劇烈振動，但該現象并未消除，主觀感受仍較為明顯。

3.2 傳動軸激勵抑制（激勵端優化）

結合上述理論分析和客觀測試驗證，可確定傳動軸為激勵源。于是對樣車三節傳動軸進行動平衡和徑跳等參數進行檢測，傳動軸設計關鍵要素為動不平衡量以及節叉端和支承端的徑向跳動，檢測細節如圖12所示。

圖12 傳動軸動平衡檢測工序

傳動軸檢測記錄動不平衡量均為復平后結果，樣車初始狀態傳動軸檢測結果參見表。傳動軸設計要求動不平衡量限值為100g·cm，徑跳限值為0.60mm。檢測結果表明前兩節傳動軸節叉端動不平衡量超出限值達70%，第三節傳動軸節叉端和支承端動不平衡量均超出限值，徑跳參數均符合限值要求。

將初始狀態傳動軸重新進行動平衡工序，清除原有平衡片并根據檢測情況焊接新平衡片，改善后三節傳動軸檢測結果參見表。檢測結果表明三節傳動軸動不平衡量和徑跳跳動均符合設計限值要求。

表1 初始狀態傳動軸檢測結果

表2 優化狀態傳動軸檢測結果

將復動平衡后的傳動軸進行裝車驗證，測試工況及測點布置與上述一致，提取傳動軸1階次激勵曲線進行對比，如圖13所示。經轉向系統避頻優化和傳動軸復動平衡工序后，樣車加速行駛至85km/h速度工況方向盤振動值為3.1m/s2左右，主觀駕評方向盤打手感現象基本消除，主觀可接受。

圖13 各狀態8擋加速行駛方向盤1階次振動對比

因傳動軸動不平衡參數作為影響高速行駛方向盤抖動的關鍵要素，經工藝控制后，對新生產批量傳動軸進行隨機檢測，統計結果如圖14所示。通過統計直方圖可知，傳動軸動不平衡量主要控制在30g·cm-50g·cm，符合零部件質量3σ要求。

圖14 傳動軸檢測統計結果

4 結論

本文對某商用車高速行駛方向盤劇烈振動問題進行分析與研究，結合階次分析和工作變形分析手段排查出關鍵影響因素。采取仿真分析手段確定結構優化方向，通過傳遞路徑和激勵源的雙重改善，有效解決問題。文中重點剖析傳動軸動不平衡量的關鍵影響，為后續樣車開發和問題整改工作提供可借鑒經驗。