某商用車高速行駛方向盤振動問題優化

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）

引言

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降低人的工作效能，而且損害人體健康［1-2］。目前，國內外學者多采用傳遞路徑分析（transfer path analysis，簡稱TPA）方法排查影響振動的關鍵因素［3-5］，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［6-9］，并通過輪胎的非均勻性、輪胎氣壓及制動扭矩波動等手段來降低輪胎傳遞激勵，從而減小工況下方向盤的振動［10-11］。

筆者借鑒上述文獻的整改經驗，首先，采用階次分析和工作變形分析等手段，排查并確認傳動軸激勵對行駛工況方向盤的振動影響；其次，通過多輪對比驗證，提出了關鍵零部件的質量控制需求，從而為類似問題的改善和優化提供一定的借鑒。

1 問題背景及相關測試

某型商用試驗樣車經主觀駕評反饋，當行駛至85 km/h 及以上車速時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，而其余速度行駛過程中方向盤振動表現良好。由于該現象的發生與高車速密切相關，因此通過相關測試查找該問題的關鍵原因和提出解決方案十分必要。

方向盤振動測點布置如圖1 所示。由于方向盤手握位置多集中在3 點和9 點處，因此選取9 點位置振動信息進行特征分析和對比驗證。樣車共有8 個前進擋，7 和8 擋均可行駛至85 km/h，為了獲取更多振動信號的動態特征，選用第7，8 這2 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Fig.1 Vibration test point arrangement

筆者采用頻帶總量級（Overall）和階次分析法進行振動量級評估和對比。通常將發動機工作時內部曲軸的旋轉作為基準階次（1 階次激勵），通過確定系統各旋轉部件與曲軸轉速之間的速比關系，可快速排查激勵主要由哪個部件貢獻。此外，將colormap 彩圖中的階次激勵曲線作切片處理，將原來的三維圖變成二維圖，便于辨別各階次在不同轉速下對信號貢獻量的大小。

定置空擋及7，8 擋加速行駛方向盤振動對比如圖2 所示。由圖2（a）可知：樣車分別使用7，8 擋加速行駛達到85 km/h 附近時（7，8 加速擋工況下對應發動機轉速分別在2 350 和1 750 r/min 附近），方向盤振動值分別達5.4 和6.48 m/s2，且振動曲線呈急劇上升趨勢，與主觀感受一致，但在其余轉速下方向盤振動水平無異常表現；樣車原地空擋緩加速工況，發動機在高轉速1.8 kr/min～2.5 kr/min 范圍內也無異常振動。

圖2 定置空擋及7，8 擋加速行駛方向盤振動對比Fig.2 Steering wheel vibration comparison under neutral and acceleration at 7th and 8th gear

圖2（b）為colormap 階次標識，colormap 圖用顏色來區分振動信號的強弱，更亮、更暖的顏色表示更高的振動幅值。圖中最明顯的激勵階次分別為0.74和1.00，為更清楚辨別信號特征，作激勵階次切片處理并放置Overall 曲線中進行對比，從圖2（a）中可以看出，高轉速區該2 個階次與總量級幅值基本相當，是高速行駛方向盤劇烈振動的絕對貢獻。此外，在28～30 Hz 范圍存在共振帶，將頻率范圍內的激勵階次放大。

綜合上述分析可知：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。因此，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。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，轉向系統模態仿真結果如圖3 所示。轉向系統在28.93 Hz 存在模態固有頻率，其振型為1 階垂向彎曲。

圖3 轉向系統模態仿真結果Fig.3 Modal simulation results of steering system

根據模態仿真結果，樣車7，8 擋85 km/h 行駛工況下傳動軸激勵頻率（28～30 Hz 附近）與轉向系統1 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

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為主要排查方向。

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為

其中：So和St分別為傳動軸和輪胎的激勵階次；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，后橋主減齒輪速比為5.876。根據式（1）、式（2）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；輪胎激勵階次分別為0.12 和0.17。傳動軸激勵階次與實際測試的階次特征一致，因此可初步判斷異常振動現象主要由傳動系統所導致。為了準確排查問題產生原因并對理論分析進行驗證，布置如圖4 所示的傳動軸吊掛和前橋振動測點，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Fig.4 Transmission shaft suspension and front axle vibration test point

測得7，8 擋加速行駛工況前后橋和傳動軸前后吊掛振動colormap 圖分別如圖5，6 所示。由圖可見：前后橋在7，8 擋加速行駛工況下存在對應0.74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；傳動軸前后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各測點，且與理論分析特征基本一致，因此說明傳動軸為異常振動現象的主要貢獻。

圖6 7，8 擋加速行駛工況傳動軸前后吊掛振動colormap 圖Fig.6 Vibration colormap of front and rear drive shaft suspension at 7th and 8th gear acceleration

為更直接了解振動特點，采用工作變形分析方法（operational deflection shape，簡稱ODS）對振動現象進行復現。該分析方法為各階模態的線性疊加與強迫振動的合成，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85 km/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，85 km/h 勻速行駛工況傳動軸前后吊掛振動頻譜如圖7 所示。由圖可見，工況下各測點中振動量級最高為傳動軸前后吊掛z向，28.5 Hz處峰值明顯，振幅最大可達9.68 m/s2。85 km/h 勻速行駛工況28.5 Hz 底盤系統工作變形如圖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，其余測點均無明顯異常。

圖7 85 km/h 勻速行駛工況傳動軸前后吊掛振動頻譜Fig.7 Vibration spectrum of front and rear shaft suspension at 85 km/h speed cruise

圖8 85 km/h 勻速行駛工況28.5 Hz 底盤系統工作變形Fig.8 28.5 Hz operational deflection shape of chassis system at 85 km/h speed cruise

3 優化方案與驗證

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振動現象的激勵源為傳動軸，傳遞路徑為轉向系統，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，而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，分別從傳遞路徑和激勵源兩方面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，優化工作采取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振動。轉向系統仿真模型如圖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來優化。

圖9 轉向系統仿真模型Fig.9 Steering system simulation model

圖10 為轉向系統模態仿真優化結果。經仿真計算，優化轉向系統結構后1 階垂向彎曲模態頻率從28.93 Hz 提升至29.7 Hz。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，因此該方案較為可行，且模態頻率提升已為極限。

圖10 轉向系統模態仿真優化結果Fig.10 Optimization results of steering system modal simulation

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，8 擋加速行駛工況方向盤1 階次振動對比如圖11 所示。轉向系統優化后，加速行駛至85 km/h 速度附近方向盤打手感減輕，測試表明工況下方向盤振動由初始狀態的6.0 m/s2降至5.2 m/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的1 750 提升至1 810 r/min。

圖11 8 擋加速行駛工況方向盤1 階次振動對比Fig.11 Steering wheel first order vibration comparison accelerated at 8th gear

對轉向系統作優化處理可以在一定程度上減輕高速行駛工況下方向盤劇烈振動，但該現象并未完全消除，主觀感受仍較為明顯。

3.2 傳動軸激勵抑制（激勵端優化）

由于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，所以筆者對樣車3 節傳動軸進行動平衡和徑跳等參數檢測。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如表1 所示。傳動軸設計要求動不平衡量限值為100 g·cm，徑跳限值為0.60 mm。檢測結果表明，前2 節傳動軸節叉端動不平衡量超出限值達70%，第3 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。

表1 初始狀態傳動軸檢測結果Tab.1 Initial state drive shaft test results

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，優化狀態傳動軸檢測結果如表2 所示。由表可見，3 節傳動軸動不平衡量和徑向跳動均符合設計限值要求。

表2 優化狀態傳動軸檢測結果Tab.2 Optimized state drive shaft test results

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，各狀態8 擋加速行駛方向盤1 階次振動對比如圖12 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85 km/h 速度工況方向盤振動值降低至3.1 m/s2左右，主觀駕評方向盤僅有路面激勵，打手感現象基本消除，且其余速度行駛過程中方向盤振動表現無新增異常。

圖12 各狀態8 擋加速行駛方向盤1 階次振動對比Fig.12 First order vibration comparison of steering wheel accelerated at 8th gear in each state

為了對傳動軸動平衡過程能力進行評估，采用正態Capability Sixpack 分析展示方法，該方法可將控制圖、正態概率圖、能力直方圖等質量工具合并到一個圖中展示，以便于對全局過程能力進行評估。制造現場抽取一批傳動軸進行動平衡檢查，傳動軸動平衡過程能力評估如圖13 所示。由圖可以得出以下結論。

圖13 傳動軸動平衡過程能力評估Fig.13 Capability evaluation for dynamic balancing process of drive shaft

1）Ⅰ控制圖和移動極差控制圖表明：數據點均在控制限之內圍繞數據中心線隨機變化，且未顯示出任何趨勢或模式，動平衡過程在40 個子組之間都是穩定的，均落于ULC（控制上限）與LCL（控制下限）之間。

2）正態概率圖表明：數據點幾乎落在沿擬合（中間）線的一條直線上，且P值為0.873，遠大于0.05，因此可滿足正態分析的假設，可對動平衡過程的能力進行分析。

3）能力直方圖表明：樣本數據較為符合正態分布，整體實曲線與組內虛線對齊緊密，即說明生產過程穩定，子組件無明顯變異情況。

4）能力圖表明：過程績效指數Ppk 值為1.77，高于要求限值1.67，即試生產或小批量生產過程中上下線控制與現場控制能力較強；過程能力指數Cpk 值為1.63，高于要求限值1.33，即工程能力充足，生產制造過程狀態良好可維持現狀，大批量生產過程控制能力較強。

綜上所述，傳動軸生產與動平衡過程可滿足設計要求。

4 結束語

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。通過傳遞路徑的優化和對傳動軸動不平衡量的控制，85 km/h 速度及以上的劇烈振動問題大幅改善，傳動軸激勵階次最大振動幅值可從6.0 降至3.1 m/s2，主觀駕評方向盤僅有路面激勵，打手感現象基本消除，且其余速度行駛過程中方向盤振動表現無新增異常。剖析了傳動軸動不平衡量的關鍵影響，并對實際工作中傳動軸動平衡過程能力評估即控制圖、正態概率圖和能力指數在零部件生產控制中的應用做出闡述，為后續整車開發、問題整改以及零部件管控工作提供借鑒經驗。