基于5通道轉(zhuǎn)向試驗臺的轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)向系統(tǒng)在乘用車上被廣泛應用。

電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構復雜，主要由傳感器、助力電機、減速機構、轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(chǎn)生撞擊，進而產(chǎn)生振動噪聲。通常這種零部件之間異常配合產(chǎn)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(zhuǎn)向操作異響、顛簸路面異響、起步異響、轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向系統(tǒng)傳遞至轉(zhuǎn)向盤，直接影響汽車駕駛舒適性、安全性。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)研發(fā)中需注意避免轉(zhuǎn)向異響發(fā)生，本文結(jié)合實際工程問題的解決經(jīng)驗對轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向器）主要由電動助力轉(zhuǎn)向管柱、機械轉(zhuǎn)向器及橫拉桿總成組成。在試生產(chǎn)階段對該車型進行顛簸路面測試，車速為15～20 km/h，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)出現(xiàn)“嘚嘚”異響，同時轉(zhuǎn)向盤振感明顯。為此，分別對轉(zhuǎn)向盤護罩、轉(zhuǎn)向中間軸、管柱與車身連接處、橫拉桿與轉(zhuǎn)向節(jié)連接處進行檢查，均無松動，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)各部件與其他機構均無干涉，初步確定轉(zhuǎn)向異響源于轉(zhuǎn)向系統(tǒng)內(nèi)部。為避免整車對查找轉(zhuǎn)向異響源的干擾，精確定位異響源，單獨對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進行臺架試驗，復現(xiàn)異響工況，開展對標測試，對比分析試驗結(jié)果。

2 臺架試驗

2.1 試驗方法

5通道轉(zhuǎn)向試驗臺可以按照實車坐標固定轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，精確模擬實車轉(zhuǎn)向盤輸入扭矩及角度、左右側(cè)拉桿端橫向力及位移、左右側(cè)拉桿端垂向位移。基于該試驗臺采集產(chǎn)生轉(zhuǎn)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(qū)動程序，實現(xiàn)異響工況復現(xiàn)[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(zhuǎn)向系統(tǒng)中易發(fā)生異響的部位的振動加速度值，經(jīng)過數(shù)據(jù)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(zhuǎn)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(zhuǎn)向系統(tǒng)中蝸輪蝸桿、齒輪齒條、轉(zhuǎn)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(chǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)向最大行程以及懸架上下跳動的最大行程、主銷與轉(zhuǎn)向外球頭的相對位置與實車一致。

為很好模擬轉(zhuǎn)向系統(tǒng)運行時齒輪與齒條、蝸輪與蝸桿以及轉(zhuǎn)向器襯套的相互作用，使用迭代后臺架驅(qū)動程序?qū)D(zhuǎn)向器遠端進行激勵，轉(zhuǎn)向器近端采用聚氨酯墊片進行彈性固定，轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)向盤左側(cè)橫拉桿彈性固定，對右側(cè)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(zhuǎn)向系統(tǒng)加載模型

2.5 數(shù)據(jù)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(jù)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(chǎn)生過多異響。處理異響測試數(shù)據(jù)時，使用經(jīng)過濾波處理的時域信號，并使用常用的百分位數(shù)N1-Percentile（描述一組數(shù)據(jù)中每個值的大小與位置關系）對數(shù)據(jù)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(shù)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(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角、右側(cè)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(shù)據(jù)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(zhuǎn)向系統(tǒng)生成頻響函數(shù)，利用RPC（Remote Parameter Control，遠程參數(shù)控制）軟件進行迭代[2]，使臺架驅(qū)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(qū)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(zhuǎn)向系統(tǒng)的蝸輪、蝸桿、齒輪、齒條及轉(zhuǎn)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(qū)動程序激勵轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，采集轉(zhuǎn)向系統(tǒng)運動過程中各測點的振動加速度。

（4）數(shù)據(jù)處理

分別對4 套轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的振動加速度信號進行處理，如圖5所示，數(shù)據(jù)處理結(jié)果見表1。

表1 卵石路載荷譜激勵臺架試驗結(jié)果g

圖5 數(shù)據(jù)處理流程

3.2 標準正弦激勵

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

表2 標準正弦波激勵臺架試驗結(jié)果g

4 試驗結(jié)果分析

將運轉(zhuǎn)良好、無異響的3個轉(zhuǎn)向系統(tǒng)樣件的各項試驗數(shù)據(jù)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(cè)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(shù)據(jù)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。可以看出，兩種試驗中故障件蝸輪、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(xiàn)，圖8（d）中加速度曲線在第18、34、53 s 附近出現(xiàn)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(chǎn)生沖擊引起。將異響樣件拆解后發(fā)現(xiàn)，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(xiàn)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(zhuǎn)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(diào)節(jié)機構調(diào)節(jié)蝸輪蝸桿嚙合力，改進后進行樣件測試，未再出現(xiàn)異響。

5 結(jié) 論

針對某車型顛簸行駛中轉(zhuǎn)向系統(tǒng)異響問題進行分析，采用5通道轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向盤采用等效慣量的慣量盤代替，一側(cè)橫拉桿彈性固定，另一側(cè)橫拉桿通過路譜驅(qū)動程序以及標準正弦波進行激勵，使轉(zhuǎn)向系統(tǒng)復現(xiàn)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(xiàn)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(xiàn)異常峰值，拆解故障件發(fā)現(xiàn)，蝸輪蝸桿的潤滑脂量不足，且配合間隙較大。由此可知，轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)向系統(tǒng)異響問題解決具有一定參考意義。