某型客車高速行駛方向盤抖動試驗診斷分析※

徐傳康，陳德兵，黃 毅，高軼男，夏小均

（1.工業(yè)和信息化部裝備工業(yè)發(fā)展中心，北京 100846；2.招商局檢測車輛技術(shù)研究院有限公司，重慶 400074）

0 引言

隨著汽車行駛速度的不斷增加，各種激勵對車內(nèi)造成的NVH問題風(fēng)險也隨之增加，而客車因承載重、功率大等特點，高速行駛時車內(nèi)NVH問題更容易暴露，這不僅影響乘坐舒適性，而且對操穩(wěn)、安全性也有很大的負(fù)面作用［1］。高速行駛時汽車車內(nèi)方向盤、座椅、地板、換擋桿和踏板的振動大小是乘客和駕駛員最容易感知的，尤其方向盤的抖動會直接影響駕駛的操穩(wěn)安全和NVH舒適性［2］，因此對客車高速行駛時方向盤抖動問題的診斷分析研究和控制具有十分重要工程意義。

高速行駛時方向盤抖動的激勵主要來自動力總成、輪胎和路面，而傳遞路徑中懸架、襯套、轉(zhuǎn)向系等部件本身的結(jié)構(gòu)動力學(xué)特性也是關(guān)鍵影響因素［2－3］。高速行駛時方向盤的抖動前期風(fēng)險識別和控制主要借助于動力學(xué)仿真方法，而中后期的調(diào)校則主要借助于主觀評價和道路試驗的方法［4］。熬策劃［5］通過建 立simulink和Adams的懸架轉(zhuǎn)向系統(tǒng)仿真模型研究了輪胎幾何均勻和剛度不均勻在高速下對方向盤振動影響。李里等［6］借助CAE和試驗的方法研究了商用車高速形勢下傳動軸不平衡與轉(zhuǎn)向系一階垂彎模態(tài)耦合引起的方向盤劇烈振動現(xiàn)象。徐守福等［7］通過試驗和理論分析了某商用車高速行駛車輪引起的方向盤抖動傳遞路徑，并通過下擺臂襯套靈敏度分析優(yōu)化襯套剛度解決抖動問題。

本文針對某型客車在80～90 km／h區(qū)間高速行駛時方向盤的抖動問題，首先通過主觀評價和客觀測試明確了輪胎2階不平衡為主要激勵源，然后采用快捷高效的OTPA［8－9］工況傳遞路徑試驗分析方法分析了主要傳遞貢獻(xiàn)路徑，最后對該路徑上的懸架和轉(zhuǎn)向系模態(tài)進(jìn)行試驗識別，判斷了二者模態(tài)對方向盤抖動放大的耦合風(fēng)險，形成了一套從源頭、傳遞路徑到接受體的綜合分析方法，對客車高速行駛下方向盤的抖動問題的試驗分析和診斷提供了有效的工程指導(dǎo)。

1 問題現(xiàn)象分析

1.1 問題確認(rèn)

某型客車光滑瀝青路面4檔WOT加速行駛至80～90 km／h車速范圍內(nèi)時（對應(yīng)發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速1 550～1 800 r／min）車內(nèi)駕駛員地板和方向盤出現(xiàn)明顯異常振動，尤其是駕駛員方向盤抖動明顯，其中80 km／h和90 km／h穩(wěn)態(tài)勻速行駛方向盤12點方向的振動加速度如圖1所示，由此可知引起方向盤振動的問題頻率集中在12～17 Hz區(qū)間，Z方向最明顯，該頻率區(qū)間振動幅值的峰值達(dá)到1.01 m／s2以上，駕駛員會明顯感受到方向盤的抖動感，針對該問題采用試驗進(jìn)行診斷分析排查。

圖1 80 km／h和90 km／h勻速行駛時方向盤振動

1.2 激勵源分析

高速行駛時方向盤振動激勵主要來源于發(fā)動機(jī)和輪胎－路面激勵，這些激勵源的振動通過懸置、懸架、副車架、車身及轉(zhuǎn)向系等傳遞至方向盤，主要的傳遞路徑如圖2所示。由圖可知高速行駛時方向盤的振動激勵主要來自于發(fā)動機(jī)和輪胎－路面，為進(jìn)一步分析80～90 km／h行駛時方向盤振動的激勵，采集發(fā)動機(jī)本體和輪胎軸頭處的4檔WOT加速的振動數(shù)據(jù)，600～1 800 r／min加速Colormap頻譜分析結(jié)果如圖3所示。

圖2 高速行駛方向盤振動激勵傳遞路徑

圖3 激勵源振動加速Colormap頻譜

由結(jié)果可知，發(fā)動機(jī)本體上沒有12～17 Hz的振動激勵特征，而車輪右后軸頭卻在該頻率區(qū)間出現(xiàn)明顯的共振帶激勵特征（其它輪胎的軸頭也有對應(yīng)的頻率特征），而且Z方向最明顯，這表明方向盤該車速范圍內(nèi)的抖動與輪胎－路面激勵相關(guān)，由于該客車輪胎規(guī)格為295／80R22.5，輪胎半徑r≈0.53 m，而輪胎的不平衡激勵頻率［1］ftyre按下式計算：

式中：v為車速，r為輪胎半徑，N為激勵頻率的階次。

則車速80～90 km／h對應(yīng)的2階輪胎激勵頻率為13.2～15.3 Hz，與方向盤問題頻率區(qū)間耦合，進(jìn)一步表明方向盤在該速度區(qū)間的抖動主要是由輪胎的2階不平衡激勵引起。

2 傳遞路徑試驗診斷分析

2.1 OTPA貢獻(xiàn)量分析

由前面激勵源分析可知，80～90 km／h高速行駛區(qū)間方向盤抖動的主要激勵源來自于輪胎的不平衡激勵，而輪胎不平衡激勵通過懸架系統(tǒng)、車身和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)將振動傳遞至方向盤，為進(jìn)一步明確不平衡激勵的傳遞路徑，采用工況傳遞路徑OTPA試驗［10－13］方法對輪胎激勵的傳遞路徑及貢獻(xiàn)量進(jìn)行診斷分析。

OTPA［14］方法用傳遞率函數(shù)矩陣代替?zhèn)鹘y(tǒng)TPA方法傳遞函數(shù)矩陣，路徑被動端到響應(yīng)點關(guān)系可表示為：

式中：Tij為第j個被動端輸入到第i個響應(yīng)的傳遞率函數(shù)。

根據(jù)測試方法采用H1方法估算得到下式：

式中：GX－X1為輸入的自功率譜逆矩陣；GXY為輸入和響應(yīng)的互功率譜矩陣。

OTPA方法雖然避免了傳統(tǒng)TPA方法中繁瑣的被動端輸入到響應(yīng)的傳遞函數(shù)測試和載荷計算，但是被動端信號之間存在耦合串?dāng)_，相互之間存在相關(guān)性，因此采用奇異值分解SVD對OTPA方法進(jìn)行改善，對被動端輸入變換為：

式中：U為酉矩陣；∑為對角矩陣；VT為轉(zhuǎn)置對角矩陣。

則路徑傳遞率可以表示為：

采用加速工況計算計算被動端到響應(yīng)的率，并通過問題工況下被動端的加速度作為輸入擬合計算各條傳遞路徑的貢獻(xiàn)量如式（6）所示，并要求對加速工況進(jìn)行分段成若干段，段數(shù)要求大于路徑數(shù)量。

對前后輪胎左右懸架系統(tǒng)被動側(cè)如圖4所示加速度振動傳感器，方向盤12點位置布置加速度傳感器，分別作為傳遞路徑和響應(yīng)處的監(jiān)測點，采用LMS test.lab數(shù)采軟件分別測試客車在試驗場瀝青路面4檔WOT加速至100 km／h和90 km／h勻速行駛的問題工況，以加速工況計算懸架被動側(cè)至方向盤的傳遞率函數(shù)，以4檔90 km／h勻速行駛作為計算工況進(jìn)行響應(yīng)擬合并計算路徑貢獻(xiàn)量分析，OTPA計算分析結(jié)果如圖5所示。

圖4 前后懸架被動側(cè)加速度傳感器布置

由圖5結(jié)果可知方向盤抖動12～17Hz問題頻率區(qū)間主要貢獻(xiàn)量來源于后側(cè)輪胎懸架左右車身被動側(cè)的Z方向，因此后懸架被動側(cè)是輪胎2階不平衡激勵的主要傳遞路徑，對該路徑上的振動傳遞控制是減小高速行駛下方向盤抖動的重要途徑。

圖5 方向盤振動OTPA路徑貢獻(xiàn)量分析結(jié)果

2.2 懸架模態(tài)試驗

傳遞路徑上懸架的模態(tài)大小直接影響輪胎激勵的傳遞，因此需對懸架的模態(tài)進(jìn)行測試分析，使用跌落法測試懸架模態(tài)，分別開展前懸架與后懸架的模態(tài)測試，測試前將測試對應(yīng)車軸車輪置于14 cm高的臺階上如圖6所示，測試時車輛從臺階上自由跌落，記錄布置于懸架上的振動傳感器信號，通過LMS模態(tài)測試系統(tǒng)的運(yùn)行工況下的模態(tài)分析模塊識別懸架模態(tài)。

圖6 跌落法測試懸架模態(tài)

前后懸架模態(tài)識別結(jié)果如圖7所示，由結(jié)果可知前后懸架異步模態(tài)分別為12.5 Hz和15.8 Hz，這與輪胎2階激勵頻率耦合，存在將振動耦合放大的風(fēng)險。

圖7 前后懸架模態(tài)識別結(jié)果

2.3 方向盤模態(tài)試驗

方向盤是與駕駛員直接接觸的受體，通過CCB、轉(zhuǎn)向橫拉桿、轉(zhuǎn)向柱等和車身相連，方向盤的模態(tài)如果與激勵頻率耦合，也會放大振動，加劇抖動，因此也需要從方向盤的模態(tài)判斷耦合的風(fēng)險。同樣采用LMS模態(tài)測試分析模塊，選用錘擊法進(jìn)行方向盤整車模態(tài)測試，加速度傳感器沿圓周、中心和轉(zhuǎn)向柱布置7個加速度傳感器如圖8所示，并在軟件中對應(yīng)建好幾何模型，設(shè)置好測試參數(shù)，分別從12點和3點位置的3個方向進(jìn)行錘擊試驗獲得頻響函數(shù)，應(yīng)用PolyMax最小二乘復(fù)頻域法進(jìn)行模態(tài)識別，方向盤前2階模態(tài)識別結(jié)果如圖9所示，由結(jié)果可知方向盤一階橫向擺動模態(tài)為25.4 Hz，2階垂向擺動模態(tài)為32.4 Hz，遠(yuǎn)離輪胎在該80～90 km／h速度范圍內(nèi)的2階不平衡激勵頻率，耦合放大方向盤振動風(fēng)險較小。

圖8 方向盤模態(tài)測試加速度布置

圖9 方向盤模態(tài)識別結(jié)果

2.4 優(yōu)化建議

通過對改型客車80～90 km／h行駛時方向盤抖動問題診斷分析，主要原因為輪胎2階不平衡激勵通過后懸架傳遞至車內(nèi)引起方向盤抖動，同時后懸架的模態(tài)與激勵耦合放大振動，而方向盤模態(tài)遠(yuǎn)離激勵頻率，因此要減小方向盤抖動程度，則需要從減小輪胎的不平衡量和調(diào)整懸架模態(tài)入手，降低懸架剛度，使得懸架模態(tài)頻率與輪胎激勵頻率在更低轉(zhuǎn)速點達(dá)到重合，也可以從懸架板簧襯套的材料選型匹配進(jìn)行優(yōu)化［15］，提高非懸掛系統(tǒng)的阻尼比，降低振動的傳遞，但懸架剛度和阻尼的變化會影響操穩(wěn)，這需要平衡匹配選型，需要進(jìn)一步的綜合評價和試驗。

3 結(jié)束語

針對某型客車在瀝青路面80～90 km／h高速行駛時車內(nèi)方向盤的抖動問題，采用LMS軟件設(shè)備從激勵源、OTPA工況傳遞路徑分析和跌落法懸架及方向盤模態(tài)測試進(jìn)行了問題試驗診斷分析，主要結(jié)論如下：

（1）輪胎2階不平衡激勵是高速下方向盤抖動主要的激勵源頭，而發(fā)動機(jī)本體上不存在方向盤12－17 Hz問題頻率區(qū)間的振動特征；

（2）后輪－懸架被動側(cè)Z向是主要的振動傳遞路徑，并且懸架異步模態(tài)與輪胎不平衡激勵耦合放大振動，從懸架剛度和阻尼的優(yōu)化匹配出發(fā)是降低高速行駛下方向盤振動的一個重要方向；

（3）方向盤的1階模態(tài)頻率達(dá)到了25 Hz以上，遠(yuǎn)離輪胎的不平衡激勵頻率，不在激勵頻率耦合風(fēng)險區(qū)；

（4）OTPA工況路徑傳遞分析可以快速高效地對方向盤振動這類問題進(jìn)行貢獻(xiàn)量分析，識別出關(guān)鍵傳遞路徑，避免了傳統(tǒng)TPA方法繁瑣的傳函數(shù)和載荷計算。