汽車NVH性能作為衡量汽車品質的關鍵指標之一，已經成為顧客選購車型的重要買點。近些年，國產汽車的NVH性能表現有著跨越式提升，這離不開國內相關汽車行業(yè)從業(yè)人員為改善汽車性能所做的不斷努力與探索。

【摘要】為有效解決某MPV 方向盤在發(fā)動機轉速到達2500r/min 時存在振動大問題，結合問題現象對振動傳遞路徑進行系統(tǒng)分析，使用數據采集設備，確認振動為發(fā)動機二階激勵經右懸置傳遞到方向盤。通過調整發(fā)動機標定策略避開方向盤振動頻率，并對方向盤輪圈進行優(yōu)化以降低方向盤盤體一階模態(tài)幅值。主觀評價和實車測試表明，實施優(yōu)化方案后，方向盤振動明顯降低，問題得到有效解決，提升該車NVH 性能表現。

一般駕駛工況下，在車輛行駛過程中，車內駕駛員和乘客可以直接感受到振動源并不多，主要來自于方向盤、地板、座椅和車門內板等。方向盤是駕駛員操縱汽車最直接的零部件之一，其振動表現會直接影響到駕駛員的操縱舒適度，因此對方向盤的振動控制向來都是汽車性能開發(fā)人員的重點研究領域。當前已有不少高端車型，為了進一步降低發(fā)動機怠速下的方向盤振動，率先巧妙地采用了將方向盤氣囊設計為動力吸振器的方式，并取得不錯的減振效果，提升了整車NVH品質。

方向盤是轉向系統(tǒng)的關鍵零件之一。方向盤通過轉向管柱與轉向機相連，轉向管柱由儀表板橫梁固定在車身上，而轉向機由轉向拉桿與車輪軸頭相連接。整個轉向系統(tǒng)與車身的連接比較復雜，所以當發(fā)生方向盤振動時，需要系統(tǒng)梳理每一條潛在的傳遞路徑。一般地，引起方向盤振動的主要激勵為動力總成激勵和輪胎激勵，其振動傳遞的主要路徑如圖1所示。

圖1 方向盤振動傳遞路徑示意圖

1 方向盤振動機理分析

1.1 問題描述

某MVP樣車，在加速行駛過程中，當發(fā)動機轉速達到2500r/min左右時，方向盤存在振動大問題，影響了駕駛員行車舒適性。對該行駛工況進行主觀評價打分，得到整車在加速工況下行駛時駕駛員對振動的評價打分為5.5分（表1），需要優(yōu)化整改。

表1 主觀評價等級劃分

為了解決該問題，使用專業(yè)的數據采集設備，在方向盤的12點處位置布置振動傳感器，采集該工況下方向盤的振動信號并進行處理分析。數據顯示，在一定油門開度下，當發(fā)動機轉速到2500r/min左右時，方向盤X向的振動加速度幅值達9.5m/s2（圖2），且振動幅值數據不滿足設計目標要求。

圖2 加速工況方向盤振動幅值

1.2 問題分析

從振動傳遞路徑的角度來分析。汽車在行駛過程中，輪胎快速旋轉并受到路面的激勵產生振動，該振動可能通過多條路徑傳遞給方向盤，導致方向盤振動。由于問題車輛為新能源混動車型，評價發(fā)現當該車在純電EV模式相同車速下行駛時，并未出現方向盤振動大的問題，結合方向盤振動數據分析，發(fā)現方向盤的振動階次主要表現為發(fā)動機二階振動（圖3），故排除輪胎的激勵。

圖3 加速工況方向盤振動頻譜圖

整車在加速過程中，發(fā)動機高速運轉并產生振動激勵。結合發(fā)動機的工作原理，普通4缸4沖程發(fā)動機的激勵以其二階激勵為主，一般主要通過匹配動力總成懸置來有效控制發(fā)動機的激勵傳遞。這些懸置通過螺栓固定在車身縱梁或副車架上，雖然設計合適懸置參數能有效阻斷發(fā)動機的一部分振動，但是一般在懸置的被動側仍能表現出較明顯的發(fā)動機激勵階次。問題車輛動力系統(tǒng)匹配了4個動力懸置，為了確認動力總成對整車振動的影響程度，在每個動力總成懸置的各被動側各布置一個振動傳感器（圖4），使用數據采集設備采集發(fā)動機各主被動側3個方向的振動信號進行對比分析。

圖4 部分懸置測點位置示意圖

經對比動力總成各懸置被動側的二階振動數據發(fā)現，發(fā)動機右懸置被動側Y向和Z向在發(fā)動機轉速2500r/min附近（對應發(fā)動機二階激勵約為83Hz）有著比較明顯的振動（圖5）。進一步排查，使用模態(tài)采集設備，對方向盤模態(tài)進行測試，測得方向盤盤體模態(tài)頻率為82Hz，與右懸置被動側的振動頻率比較接近。綜上認為，當發(fā)動機轉速在2500r/min附近時，其二階激勵在右懸置產生的振動與方向盤模態(tài)頻率耦合，導致方向盤存在振動大問題。

圖5 懸置被動側各方向振動對比

2 優(yōu)化方案制定及驗證

2.1 優(yōu)化分析

結合“振動源-振動傳遞路徑-振動響應體”的排查思路進行梳理，可以做出以下優(yōu)化分析。

1） 方案1：針對振動源進行優(yōu)化。發(fā)動機的二階激勵是引起方向盤振動的激勵源，因此可以調整加速工況下的發(fā)動機標定數據，針對一般加速工況，使得整車在正常加速時，調整發(fā)動機轉速在上升到2500r/min之前開始降速換擋，以使其激勵頻率避開方向盤的模態(tài)頻率。該方案整改難度小，且無需調整任何結構，整改費用低。但需要考慮整車加速動力性能，在部分加速工況下，如當在大油門加速或者高速行駛時，發(fā)動機轉速仍會通過2500r/min的共振區(qū)間，導致問題復現。

2） 方案2：針對振動傳遞路徑進行優(yōu)化?？梢酝ㄟ^重新調整懸置參數，來降低右懸置被動側的振動，也可以對車身結構進行優(yōu)化來降低懸置被動側到方向盤的振動傳遞靈敏度，但這類整改方案周期較長、費用較高。

3） 方案3：針對振動響應體進行優(yōu)化。可以直接優(yōu)化方向盤本體，降低其自身的模態(tài)靈敏度幅值。

基于該車車型定位和研發(fā)周期，由于方向盤振動為自身模態(tài)頻率與發(fā)動機二階振動激勵頻率耦合，采用方案1和方案3相結合的方式，對方向盤振動問題進行優(yōu)化。但優(yōu)化時不僅要考慮方向盤本體的模態(tài)靈敏度幅值變化，也要考慮其與轉向管柱和儀表板橫梁在整車上構成的系統(tǒng)模態(tài)頻率變化。由于發(fā)動機在怠速工況下的標定轉速為1050r/min，對應發(fā)動機的二階激勵為35Hz，根據工程經驗，這就要求優(yōu)化后的轉向系統(tǒng)模態(tài)的頻率大于38Hz，以免產生怠速工況下方向盤振動問題。

結合有限元仿真分析對方向盤盤體進行優(yōu)化，為不改變方向盤的整體外造型，只對方向盤輪圈骨架進行優(yōu)化分析，目標為使方向盤盤體一階模態(tài)靈敏度幅值降低一半。優(yōu)化后的輪圈骨架截面如圖6所示。對優(yōu)化后的方向盤進行轉向系統(tǒng)模態(tài)分析確認（圖7），轉向系統(tǒng)模態(tài)為39.7Hz，滿足設計要求。

圖6 方向盤輪圈骨架截面優(yōu)化對比

圖7 轉向系統(tǒng)模態(tài)分析

制作優(yōu)化后的方向盤樣件進行盤體模態(tài)測試，并將結果與原狀態(tài)進行對比，對比結果如圖8所示，優(yōu)化后的方向盤模態(tài)頻率降低4.3Hz，模態(tài)頻率對應的幅值為原狀態(tài)的45%，滿足優(yōu)化目標。

圖8 方向盤優(yōu)化前后模態(tài)對比

2.2 效果驗證

將優(yōu)化后的方向盤以工作狀態(tài)安裝在整車上，并進行實車加速工況方向盤振動主觀評價。主觀評價認為，當發(fā)動機加速到2500r/min左右時，方向盤振動明顯消失，可以接受。該工況下方向盤振動主觀評價打分提升至7.5分。對方向盤振動進行客觀數據測試，將測試數據與原狀態(tài)下方向盤振動進行對比，對比結果如圖9所示。方向盤的振動幅值由9.5m/s2下降至2.7m/s2，降低幅值達6.8m/s2。

圖9 優(yōu)化前后方向盤振動數據對比

針對優(yōu)化后的方向盤在怠速工況下的振動表現情況進行對比評價，主觀評價認為，怠速工況下方向盤振動無明顯變化且無問題，主觀評價打分為8分。在怠速工況下進行客觀數據采集并進行對比，數據顯示，方向盤振動幅值由0.13m/s2變?yōu)?.11m/s2，振動幅值變動不大，滿足目標要求。

3 結束語

本文以某油電混合動力MPV為樣本，針對加速工況下方向盤振動大問題進行分析，通過對方向盤振動信號采集分析，得到方向盤的振動主要表現為二階振動。通過采取“振動源-振動傳遞路徑-振動響應體”的排查思路，得出以下方案：①調整發(fā)動機轉速換擋策略以避開方向盤模態(tài)頻率，可以有效避免方向盤發(fā)生共振；②降低方向盤的模態(tài)靈敏度幅值，可以有效降低其在共振時的振動幅值。方案經主觀評價和客觀測試對比驗證有效，為同類型的振動排查提供了一定的借鑒思路。

作者：王亞運1，2， 孫福華1，2

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