乘用車怠速方向盤振動優(yōu)化

潘 威，畢錦煙，許 翔，林寅龍，沈鵬程

（1.廣州汽車集團股份有限公司 汽車工程研究院，廣州511434；2.電裝(中國)投資有限公司 上海技術中心，上海201107）

乘用車怠速方向盤振動優(yōu)化

潘 威1，畢錦煙1，許 翔1，林寅龍1，沈鵬程2

（1.廣州汽車集團股份有限公司 汽車工程研究院，廣州511434；2.電裝(中國)投資有限公司 上海技術中心，上海201107）

某款A級轎車在研發(fā)過程中，經(jīng)過懸置調(diào)校后，怠速開空調(diào)工況下方向盤振動仍不達標。針對該問題，進行怠速振動分解試驗，初步判定發(fā)動機冷卻風扇轉(zhuǎn)頻對方向盤振動有較大的貢獻。通過分別查找激勵源、主要傳遞路徑及響應點等原因，得出優(yōu)化冷卻風扇減振墊隔振性能是一個重要方向，針對隔振不足重新優(yōu)化了減振墊，試驗結(jié)果表明優(yōu)化后的減振墊具有良好的隔振性能，怠速方向盤振動也達到設定的目標值。

振動與波；怠速；方向盤；減振墊；隔振

車輛NVH(噪聲、振動、舒適性)性能已成為區(qū)分汽車品牌好壞的重要因素之一[1]。方向盤與駕駛員直接接觸，振動過大易引起駕駛員疲勞，對車內(nèi)舒適性、品牌口碑都有不利影響，優(yōu)化方向盤NVH性能對提高整車質(zhì)量有重要意義[2]。一汽海馬汽車有限公司譙萬成等[3]通過調(diào)整轉(zhuǎn)向盤和排氣系統(tǒng)的模態(tài)頻率，解決了怠速時方向盤的抖動問題，從而提高了產(chǎn)品品質(zhì)；長安汽車工程研究總院的楊亮等[4]通過將發(fā)動機怠速目標轉(zhuǎn)速降低50 r/min、驅(qū)動軸萬向節(jié)節(jié)型由DO型改為GI型及轉(zhuǎn)向柱結(jié)構加強三個方案，有效降低驅(qū)動軸傳遞力及提高轉(zhuǎn)向系統(tǒng)固有頻率，使怠速時車內(nèi)方向盤振動得到有效控制。

本文針對怠速開空調(diào)工況下方向盤振動不達標問題，分別對激勵源、主要傳遞路徑及響應點進行了分析，判定發(fā)動機冷卻風扇減振墊隔振不足是一個重要原因。通過優(yōu)化減振墊結(jié)構后重新進行測試，結(jié)果表明該減振墊具有良好的隔振性能，怠速方向盤振動也達到了設定的目標值。

1 怠速振動測試

某試驗車經(jīng)過懸置調(diào)校后，分別在怠速關空調(diào)(默認風扇不啟動)和開空調(diào)的工況下，測得方向盤12點鐘位置的振動，如圖1所示，振動加速度傳感器位置按照方向盤局部坐標系[5]進行布置。表1為測試結(jié)果，表中數(shù)值為加速度傳感器三個方向(X向、Y向和Z向)振動有效值平方和的平方根，簡稱振動總值(RSS)，即有

從表1中可以看出，怠速關空調(diào)工況下方向盤的振動已滿足目標值，但開空調(diào)工況下方向盤振動超出目標值，需要繼續(xù)改善。

圖1 方向盤振動測試

開空調(diào)后，發(fā)動機的轉(zhuǎn)速從730 r/min上升至760 r/min，同時發(fā)動機冷卻風扇和空調(diào)壓縮機開始工作，說明激勵源的強度和數(shù)量均有增加。為進一步分解問題，增加怠速關空調(diào)開風扇(此時風扇在低速擋工作)工況，測得方向盤在P擋和N擋的振動值分別為0.49 m/s2和0.41 m/s2，相比于風扇不啟動時振動值大幅增加，說明風扇開啟對方向盤振動影響明顯。

以較明顯的P擋為例，將怠速關空調(diào)關風扇和怠速關空調(diào)開風扇這兩個工況下方向盤的振動頻譜進行比較，如圖2所示。怠速關空調(diào)開風扇工況下，方向盤三個方向的頻譜在35 Hz處均有明顯的峰值，且均大于發(fā)動機怠速點火激勵頻率(24 Hz)處的峰值。同時用激光測速儀測得此時風扇的轉(zhuǎn)速為2 100 r/min，即轉(zhuǎn)頻等于35 Hz，剛好與方向盤上的峰值頻率相吻合。

2 激勵源、主要傳遞路徑和響應點分析

按照解決NVH工程問題的思路，需從激勵源、傳遞路徑以及響應點三方面來排查風扇激勵頻率引起方向盤振動加大的原因。通常情況下，方向盤本體的模態(tài)頻率在70 Hz以上，與冷卻風扇激勵頻率相隔甚遠，難以產(chǎn)生共振，因而可首先排除響應點的影響。

2.1 激勵源

發(fā)動機冷卻風扇是汽車冷卻系統(tǒng)的一個重要部件，不僅其聲學性能影響整車NVH，其振動特性對乘坐舒適性也有重要的意義。冷卻風扇作為常見的旋轉(zhuǎn)零件，當動不平衡量超標時，旋轉(zhuǎn)運動將引起風扇振動過大，從而導致車內(nèi)方向盤振動過大。檢查供應商出具的產(chǎn)品報告，結(jié)果顯示所提供的冷卻風扇的動不平衡量在目標值(30 g·mm)以內(nèi)。

2.2 主要傳遞路徑

冷卻風扇到方向盤的主要傳遞路徑是：

冷卻風扇—減振墊—車身—轉(zhuǎn)向管柱—方向盤。

圖2 方向盤振動頻譜比較

通常車身、轉(zhuǎn)向管柱的模態(tài)頻率要避開主要激勵頻率，而車身、轉(zhuǎn)向管柱的模態(tài)頻率可通過試驗模態(tài)分析方法(EMA)獲得。

2.2.1 車身、轉(zhuǎn)向管柱模態(tài)辨識

車身關心頻帶范圍內(nèi)的模態(tài)頻率結(jié)果如表2，風扇激勵頻率與最為接近的整車1階扭轉(zhuǎn)模態(tài)頻率37 Hz相差2 Hz，基本排除了車身共振的可能。

表2 車身模態(tài)試驗結(jié)果(50 Hz以內(nèi))

轉(zhuǎn)向管柱模態(tài)測試結(jié)果同樣顯示1階模態(tài)頻率為40 Hz，錯開激勵頻率5 Hz，也沒有產(chǎn)生共振。

2.2.2 減振墊隔振測試

排除了車身以及轉(zhuǎn)向管柱的影響，需測試冷卻風扇減振墊的隔振效果。通過測量減振墊主動側(cè)振動加速度(aa)和被動側(cè)振動加速度(ap)，采用隔振量(TdB)來評價減振墊隔振效果，用分貝(dB)形式表示為

隔振量越大說明隔振效果越好。表3為怠速開空調(diào)工況下四個減振墊的隔振結(jié)果，各減振墊三個方向的隔振量均不高，基本上均低于10 dB的要求。其中左下位置減振墊的Z方向不但沒有起到隔振作用，反而還放大了振動，因而有優(yōu)化空間。

表3 各減振墊隔振量/dB

3 冷卻風扇減振墊優(yōu)化

針對減振墊的隔振不足，考察了減振墊的結(jié)構，如圖3(a)所示。冷卻風扇總成塑料柱銷依靠過盈配合固定在銷孔內(nèi)，因而會造成徑向的隔振不足。同時，整個總成的重量主要壓在下面兩個減振墊上，導致左下和右下兩個減振墊Z方向的隔振性能明顯差于上面兩個。針對以上兩個問題點，一是通過擴大減振墊底部銷孔來減少過盈配合，二是改善減振墊上部結(jié)構來降低減振墊Z方向的剛度，優(yōu)化后的減振墊如圖3(b)所示。

圖3 優(yōu)化前后的減振墊結(jié)構

為檢驗減振墊Z方向的剛度降低引起的風扇總成剛體頻率的變化，采用力錘法測得風扇總成剛體頻率，圖4為冷卻風扇上安裝的加速度傳感器。測試結(jié)果發(fā)現(xiàn)風扇總成剛體模態(tài)頻率由原來的33 Hz減小為17 Hz，說明Z方向的剛度改善了很多。怠速開空調(diào)工況下新減振墊的隔振結(jié)果如表4，各方向的隔振量已明顯改善，基本都在10 dB以上。同時測得此時方向盤振動RSS值，P擋為0.29 m/s2，N擋為0.28 m/s2，均已達到目標值。圖5為減振墊優(yōu)化前后方向盤三個方向的振動頻譜比較，在35 Hz處的幅值已明顯降低，說明優(yōu)化后的減振墊衰減了更多的振動，這是方向盤振動能夠降低的根本原因。

圖4 冷卻風扇總成頻響測試

表4 優(yōu)化后各減振墊隔振量/dB

4 結(jié)語

(1)通過頻譜分析判斷方向盤振動過大是由冷卻風扇轉(zhuǎn)頻引起的，依據(jù)“激勵源—傳遞路徑—響應點”模型進行分析排除激勵源與響應點的影響，而傳遞路徑中車身、轉(zhuǎn)向管柱模態(tài)測試也顯示未產(chǎn)生共振，須從其他路徑尋找原因，最終通過隔振測試確定冷卻風扇減振墊隔振效率太低是引起方向盤振動過大的主要原因；

圖5 優(yōu)化前后方向盤振動頻譜比較

(2)原有的減振墊垂向剛度較大(彈性體以壓縮變形為主)，為此設計以剪切變形為主的減振墊，降低隔振系統(tǒng)的固有頻率，使隔振性能明顯提升，方向盤振動也達到設定的目標值。

[1]龐 劍，諶 剛，何 華.汽車噪聲與振動—理論與應用[M].北京：北京理工大學出版社，2006.

[2]徐猛，張俊紅，何偉舉，等.動力吸振器在方向盤NVH性能優(yōu)化中的應用[J].噪聲與振動控制,2013，(3)：138-141.

[3]譙萬成，張銘成，劉旌揚.基于模態(tài)分析的汽車轉(zhuǎn)向盤怠速抖動優(yōu)化[J].汽車技術，2011，(11)：27-30.

[4]楊亮，吳行讓，張碩，等.汽車怠速方向盤振動控制研究[J].噪聲與振動控制，2011，(5)：80-85.

[5]史文庫，鄔廣銘，陳志勇，等.商用車發(fā)動機怠速運轉(zhuǎn)方向盤抖動控制研究[J].振動與沖擊，2013，32(8)：189-192.

Optimization of Steering Wheel Vibration of a Passenger Car under Idle Condition

PANWei1,BI Jin-yan1,XUXiang1, LIN Yin-long1,SHEN Peng-cheng2

（1.Automotive Engineering Institute,GuangzhouAutomobile Group Co.Ltd., Guangzhou 511434,China; 2.Shanghai Technical Center,Denso(China)Investment Co.Ltd.,Shanghai 201107,China)

∶In the process of development of a Class-A car,after the calibration of the mount system,the vibration of the steering wheel was still found to be overlarge under the idle condition when the air conditioning was switched on.Aiming at this problem,the idle vibration decomposition test was done.It was found that the rotation frequency of the engine cooling fan had a large contribution to the steering wheel vibration.By searching the excitation source,the main transfer path and the response points,it was concluded that the vibration isolation optimization of the cooling fan is an important measure for the vibration reduction.Then,a new set of damping pad was designed and tested.The test results show that the new damping pad has a good vibration isolation performance,and the vibration of steering wheel can reach the standard under the condition of engine idle.

∶vibration and wave;idle;steering wheel;damping pad;vibration isolation

U461

∶

10.3969/j.issn.1006-1335.2014.06.014

1006-1355(2014)06-0061-04

2014-02-18

潘威（1985-），男，湖南瀏陽人，碩士，主要研究方向：整車NVH性能研究。

E-mail∶pw286@163.com