史文庫，鄔廣銘，陳志勇，桂龍明，郭福祥，方德廣

(1.吉林大學(xué) 汽車仿真與控制國家重點實驗室，長春 130022;2.南京依維柯汽車有限公司，南京 210028)

發(fā)動機怠速運轉(zhuǎn)時，方向盤抖動會給駕駛員帶來較大麻煩，尤其是在城市道路行車時經(jīng)常遇到紅綠燈，需要經(jīng)常地停車、開車，使得駕駛員的手臂有麻木感，影響駕駛員的駕駛心情和情緒［1］。

本文針對怠速時方向盤劇烈抖動現(xiàn)象的問題進行深人的研究分析，并對方向盤抖動現(xiàn)象進行抑制。

1 方向盤抖動原因分析

1.1 方向盤振動測試

發(fā)動機怠速運轉(zhuǎn)時，汽車最大的激勵源就是發(fā)動機的振動。引起方向盤抖動的原因，主要為動力總成的振動傳遞到車架及車身上。定義方向盤坐標系如下:坐標系的原點O為方向盤中心點;方向盤平面與汽車縱向平面的交線取為方向盤的X軸，規(guī)定向前為正;方向盤的Y軸同整車坐標系的Y軸平行，規(guī)定向左為正;方向盤盤面向上為方向盤的Z軸與方向盤平面垂直，規(guī)定向上為正。圖1為汽車駐車狀態(tài)下，緩油門加速時，方向盤各向振動加速度均方根值隨發(fā)動機轉(zhuǎn)速變化圖。從圖1可以看出，當發(fā)動機轉(zhuǎn)速為890 r/min左右時，方向盤的X向和Z向抖動最為嚴重;而當發(fā)動機轉(zhuǎn)速為1 000 r/min左右時，方向盤的Y向抖動最為嚴重。為確定方向盤振動的激勵，分別對三向加速度進行階次跟蹤，圖2為方向盤Z向加速度階次跟蹤)。可以看出，發(fā)動機的2階點火頻率對方向盤的抖動起到主要的影響作用。在890 r/min左右(對應(yīng)發(fā)動機2階點火頻率約為29.5 Hz)對方向盤X向和Z向的抖動的影響最為嚴重，在1 000 r/min左右(對應(yīng)發(fā)動機2階點火頻率約為33.3 Hz)對方向盤Y向的抖動影響最為嚴重。

在怠速工況(發(fā)動機轉(zhuǎn)速為800 r/min)下，發(fā)動機二階點火頻率為26.7 Hz。當轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的固有頻率接近該頻率時，方向盤會因共振而劇烈抖動。

1.2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)分析

對約束狀態(tài)下的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進行有限元模態(tài)分析，得到其固有頻率及振型，并用試驗?zāi)B(tài)驗證。

1.2.1 有限元模態(tài)分析

圖1 定置勻加速工況下方向盤各向振動加速度均方根值Fig.1 RMS value of acceleration in each direction

圖2 定置勻加速工況下方向盤Z向加速度階次跟蹤Fig.2 Rrder tracking of acceleration inZ direction

建立轉(zhuǎn)向系統(tǒng)和儀表臺橫梁相連接的三維模型，導(dǎo)入HyperMesh中進行網(wǎng)格劃分，所有部位之間均按實際情況進行連接，邊界條件和約束均采用實際情況進行模擬。有限元模型如圖3所示。有限元模型在OptiStruct中采用 Lanczos方法進行模態(tài)分析［2-3］。約束狀態(tài)下的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)前五階有限元模態(tài)頻率如表1所示，其中第四階有限元模態(tài)頻率(28.09 Hz，振型為轉(zhuǎn)向管柱相對橫梁俯仰運動，圖4)與緩油門加速時X向和Z向的峰值頻率(29.5 Hz)接近;第五階有限元模態(tài)頻率(33.61 Hz，振型為轉(zhuǎn)向管柱相對橫梁左右運動，圖5)與緩油門加速時Y向峰值頻率(33.3 Hz)十分接近。

圖3 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)網(wǎng)格模型Fig.3 FE model of steering system

圖4 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)第四階有限元模態(tài)振型(28.09Hz)Fig.4 The 4th FE modal shape(28.09Hz)

圖5 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)第五階有限元模態(tài)振型(33.61 Hz)Fig.5 The 5th FE modal shape(33.61 Hz)

1.2.2 試驗?zāi)B(tài)分析

在有限元建模過程中，由于對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模型進行了少量的簡化，使有限元模型與實際結(jié)構(gòu)不同。因此有必要對約束狀態(tài)下的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)做模態(tài)試驗，以驗證有限元分析的可靠性。試驗中采用錘擊法測試轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的測點加速度響應(yīng)，并提取系統(tǒng)的模態(tài)參數(shù)［4-6］。在轉(zhuǎn)向盤的盤圈和轉(zhuǎn)向管柱上布置測點，如圖6所示。力錘分別在轉(zhuǎn)向盤和轉(zhuǎn)向管柱上進行激振，如圖7所示。為測出轉(zhuǎn)向系統(tǒng)各個方向的模態(tài)，對轉(zhuǎn)向盤激振點的Z向進行激振，對轉(zhuǎn)向管柱激振點的X向和Y向分別激振。

圖6 測點布置Fig.6 Measure points

圖7 力錘激振點Fig.7 Exciting point

約束狀態(tài)下的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)前五階試驗?zāi)B(tài)頻率如表1所示。有限元模態(tài)和試驗?zāi)B(tài)的振型及振動方向基本一致，固有頻率差距不大。其中第四階和第五階試驗?zāi)B(tài)的振型(分別為在方向盤坐標系XZ平面內(nèi)轉(zhuǎn)向管柱相對橫梁俯仰運動和在YZ平面內(nèi)轉(zhuǎn)向管柱相對橫梁左右運動，圖8與頻率(分別為28.53 Hz和33.11 Hz)與有限元模態(tài)基本一致。

表1 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)頻率與振型Tab.1 Modal frequency and shape of steering system

圖8 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)試驗?zāi)B(tài)振型Fig.8 Test modal shape of steering system

這一結(jié)果說明:有限元分析和試驗分析的結(jié)果是正確的，方向盤的怠速抖動主要是由于約束狀態(tài)下轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的模態(tài)頻率與發(fā)動機的2階點火頻率接近，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構(gòu)共振引起的。由試驗和模態(tài)分析結(jié)果可知，對共振起主要作用的是第四階和第五階模態(tài)。

2 方向盤抖動的改進途徑

要想降低發(fā)動機的振動對方向盤的影響，最有效的方法就是隔振、減振和使部件避開共振頻率段。

2.1 對轉(zhuǎn)向管柱與儀表臺橫梁的連接處進行優(yōu)化

對轉(zhuǎn)向管柱與儀表臺橫梁之間連接處優(yōu)化［7-8］，如圖9，三角支架(圖中灰色件)和轉(zhuǎn)向管柱蓋板件的厚度分別由1.7 mm、2 mm改為2 mm、3 mm，并對兩者結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化。對優(yōu)化后的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進行有限元分析。優(yōu)化后轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的第四階約束模態(tài)頻率為31.43 Hz，相對優(yōu)化前提升了11.89%，振型如圖10;第五階約束模態(tài)頻率為35.58 Hz，相對優(yōu)化前提升了5.86%，振型如圖11。該頻率與發(fā)動機怠速2階點火頻率(26.7 Hz)間隔較遠，可以有效避免怠速共振現(xiàn)象。

圖9 轉(zhuǎn)向管柱連接支架優(yōu)化示意圖Fig.9 Structure of optimized steering system

圖10 優(yōu)化后轉(zhuǎn)向系統(tǒng)第四階有限元模態(tài)振型(31.43Hz)Fig.10 The 4th modal shape after optimization(31.43Hz)

圖11 優(yōu)化后轉(zhuǎn)向系統(tǒng)第五階有限元模態(tài)振型(35.58 Hz)Fig.11 The 5th modal shape after optimization(35.58 Hz)

2.2 方向盤的輕量化

根據(jù)振動理論，降低方向盤質(zhì)量，也可以提升轉(zhuǎn)向管柱的剛體固有頻率［9］。實現(xiàn)方向盤的輕量化主要有兩種途徑:一是在材料不變的情況下，以不降低方向盤剛度和強度為約束條件，采用結(jié)構(gòu)拓撲優(yōu)化減輕方向盤質(zhì)量;二是采用替代材料，如鋁合金、復(fù)合材料或高強鋼等減重。用鋁合金替代原車方向盤的骨架材料，并做拓撲優(yōu)化設(shè)計后，原車方向盤質(zhì)量由2.8 kg降至2.0 kg。對優(yōu)化后的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進行有限元分析，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)第四階約束模態(tài)頻率為30.42Hz，相對之前提升了8.29%，振型如圖 12;第五階約束模態(tài)頻率為36.79 Hz，相對之前提升了9.46%，振型如圖13。該頻率與發(fā)動機怠速2階點火頻率(26.7 Hz)間隔較遠，也可以有效避免怠速共振現(xiàn)象。

圖12 方向盤減重后轉(zhuǎn)向系統(tǒng)第四階模態(tài)振型(30.42Hz)Fig.12 The 4th modal shape after lightweight(30.42Hz)

圖13 方向盤減重后轉(zhuǎn)向系統(tǒng)第五階模態(tài)振型(36.79 Hz)Fig.13 The 5th modal shape after lightweight(36.79 Hz)

3 試驗驗證

針對方向盤的怠速異常抖動現(xiàn)象，設(shè)計兩種改進方案:

(1)對轉(zhuǎn)向管柱與儀表臺橫梁的連接處結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化并試制。

(2)降低方向盤的重量。方向盤骨架材料改用鋁合金代替，方向盤質(zhì)量由2.8 kg降至2.0 kg。

表2 改進方案模態(tài)頻率Tab.2 Modal frequency of projects

優(yōu)化后轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的各階約束試驗?zāi)B(tài)頻率如表2所示，振型如圖14和圖15所示。相對優(yōu)化前兩種改進方案的第四階和第五階模態(tài)頻率均有很大提升，與發(fā)動機怠速二階點火頻率間隔較遠;第三階模態(tài)頻率基本不變;前三階約束模態(tài)頻率均遠離發(fā)動機怠速二階點火頻率，有效避免怠速共振現(xiàn)象。

圖14 結(jié)構(gòu)加強后轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)振型Fig.14 Modal shape after optimization

圖15 方向盤減重后轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)振型Fig.15 Modal shape after after lightweight

以上兩種方案的改進效果，需要分別通過怠速試驗來驗證，如圖16所示在方向盤上端布置一個加速度傳感器，采集其振動加速度信號，用《GB/T 14790.1-2009機械振動:人體暴露于手傳振動的測量與評價》的評價方法對方向盤振動進行評價，方向盤振動總值如表2?？梢钥闯?，相對于改進前，各改進方案的方向盤振動總值均有大幅下降，方向盤的抖動有明顯的改觀。

表3 各改進方案評價Tab.3 Test results of projects

圖16 方向盤上加速度傳感器的布置Fig.16 Arrangement of accelerometer on steering wheel

4 結(jié)論

針對汽車方向盤抖動問題，本文利用振動測試手段結(jié)合工作狀態(tài)模態(tài)分析方法，識別了方向盤發(fā)生共振頻率帶。為了改善方向盤抖動問題，提高駕駛舒適性，本文提出轉(zhuǎn)向管柱與儀表臺橫梁的連接處結(jié)構(gòu)優(yōu)化與方向盤輕量化設(shè)計兩種改進方案。最后針對這兩項改進措施分別進行了試驗驗證，結(jié)果表明兩項措施都能夠較好的降低方向盤抖動。本文的研究成果能夠應(yīng)用于其它車型方向盤減振工作，為方向盤及轉(zhuǎn)向管柱總成減振隔振提供工程參考。

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