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(cè)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(lì)對(duì)車內(nèi)造成的NVH問(wèn)題風(fēng)險(xiǎn)也隨之增加，而客車因承載重、功率大等特點(diǎn)，高速行駛時(shí)車內(nèi)NVH問(wèn)題更容易暴露，這不僅影響乘坐舒適性，而且對(duì)操穩(wěn)、安全性也有很大的負(fù)面作用［1］。高速行駛時(shí)汽車車內(nèi)方向盤(pán)、座椅、地板、換擋桿和踏板的振動(dòng)大小是乘客和駕駛員最容易感知的，尤其方向盤(pán)的抖動(dòng)會(huì)直接影響駕駛的操穩(wěn)安全和NVH舒適性［2］，因此對(duì)客車高速行駛時(shí)方向盤(pán)抖動(dòng)問(wèn)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(shí)方向盤(pán)抖動(dòng)的激勵(lì)主要來(lái)自動(dòng)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(dòng)力學(xué)特性也是關(guān)鍵影響因素［2－3］。高速行駛時(shí)方向盤(pán)的抖動(dòng)前期風(fēng)險(xiǎn)識(shí)別和控制主要借助于動(dòng)力學(xué)仿真方法，而中后期的調(diào)校則主要借助于主觀評(píng)價(jià)和道路試驗(yàn)的方法［4］。熬策劃［5］通過(guò)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(duì)方向盤(pán)振動(dòng)影響。李里等［6］借助CAE和試驗(yàn)的方法研究了商用車高速形勢(shì)下傳動(dòng)軸不平衡與轉(zhuǎn)向系一階垂彎模態(tài)耦合引起的方向盤(pán)劇烈振動(dòng)現(xiàn)象。徐守福等［7］通過(guò)試驗(yàn)和理論分析了某商用車高速行駛車輪引起的方向盤(pán)抖動(dòng)傳遞路徑，并通過(guò)下擺臂襯套靈敏度分析優(yōu)化襯套剛度解決抖動(dòng)問(wèn)題。

本文針對(duì)某型客車在80～90 km／h區(qū)間高速行駛時(shí)方向盤(pán)的抖動(dòng)問(wèn)題，首先通過(guò)主觀評(píng)價(jià)和客觀測(cè)試明確了輪胎2階不平衡為主要激勵(lì)源，然后采用快捷高效的OTPA［8－9］工況傳遞路徑試驗(yàn)分析方法分析了主要傳遞貢獻(xiàn)路徑，最后對(duì)該路徑上的懸架和轉(zhuǎn)向系模態(tài)進(jìn)行試驗(yàn)識(shí)別，判斷了二者模態(tài)對(duì)方向盤(pán)抖動(dòng)放大的耦合風(fēng)險(xiǎn)，形成了一套從源頭、傳遞路徑到接受體的綜合分析方法，對(duì)客車高速行駛下方向盤(pán)的抖動(dòng)問(wèn)題的試驗(yàn)分析和診斷提供了有效的工程指導(dǎo)。

1 問(wèn)題現(xiàn)象分析

1.1 問(wèn)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(shí)（對(duì)應(yīng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速1 550～1 800 r／min）車內(nèi)駕駛員地板和方向盤(pán)出現(xiàn)明顯異常振動(dòng)，尤其是駕駛員方向盤(pán)抖動(dòng)明顯，其中80 km／h和90 km／h穩(wěn)態(tài)勻速行駛方向盤(pán)12點(diǎn)方向的振動(dòng)加速度如圖1所示，由此可知引起方向盤(pán)振動(dòng)的問(wèn)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(dòng)幅值的峰值達(dá)到1.01 m／s2以上，駕駛員會(huì)明顯感受到方向盤(pán)的抖動(dòng)感，針對(duì)該問(wèn)題采用試驗(yàn)進(jìn)行診斷分析排查。

圖1 80 km／h和90 km／h勻速行駛時(shí)方向盤(pán)振動(dòng)

1.2 激勵(lì)源分析

高速行駛時(shí)方向盤(pán)振動(dòng)激勵(lì)主要來(lái)源于發(fā)動(dòng)機(jī)和輪胎－路面激勵(lì)，這些激勵(lì)源的振動(dòng)通過(guò)懸置、懸架、副車架、車身及轉(zhuǎn)向系等傳遞至方向盤(pán)，主要的傳遞路徑如圖2所示。由圖可知高速行駛時(shí)方向盤(pán)的振動(dòng)激勵(lì)主要來(lái)自于發(fā)動(dòng)機(jī)和輪胎－路面，為進(jìn)一步分析80～90 km／h行駛時(shí)方向盤(pán)振動(dòng)的激勵(lì)，采集發(fā)動(dòng)機(jī)本體和輪胎軸頭處的4檔WOT加速的振動(dòng)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(pán)振動(dòng)激勵(lì)傳遞路徑

圖3 激勵(lì)源振動(dòng)加速Colormap頻譜

由結(jié)果可知，發(fā)動(dòng)機(jī)本體上沒(méi)有12～17 Hz的振動(dòng)激勵(lì)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(lì)特征（其它輪胎的軸頭也有對(duì)應(yīng)的頻率特征），而且Z方向最明顯，這表明方向盤(pán)該車速范圍內(nèi)的抖動(dòng)與輪胎－路面激勵(lì)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(lì)頻率［1］ftyre按下式計(jì)算：

式中：v為車速，r為輪胎半徑，N為激勵(lì)頻率的階次。

則車速80～90 km／h對(duì)應(yīng)的2階輪胎激勵(lì)頻率為13.2～15.3 Hz，與方向盤(pán)問(wèn)題頻率區(qū)間耦合，進(jìn)一步表明方向盤(pán)在該速度區(qū)間的抖動(dòng)主要是由輪胎的2階不平衡激勵(lì)引起。

2 傳遞路徑試驗(yàn)診斷分析

2.1 OTPA貢獻(xiàn)量分析

由前面激勵(lì)源分析可知，80～90 km／h高速行駛區(qū)間方向盤(pán)抖動(dòng)的主要激勵(lì)源來(lái)自于輪胎的不平衡激勵(lì)，而輪胎不平衡激勵(lì)通過(guò)懸架系統(tǒng)、車身和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)將振動(dòng)傳遞至方向盤(pán)，為進(jìn)一步明確不平衡激勵(lì)的傳遞路徑，采用工況傳遞路徑OTPA試驗(yàn)［10－13］方法對(duì)輪胎激勵(lì)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(dòng)端到響應(yīng)點(diǎn)關(guān)系可表示為：

式中：Tij為第j個(gè)被動(dòng)端輸入到第i個(gè)響應(yīng)的傳遞率函數(shù)。

根據(jù)測(cè)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(dòng)端輸入到響應(yīng)的傳遞函數(shù)測(cè)試和載荷計(jì)算，但是被動(dòng)端信號(hào)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(duì)OTPA方法進(jìn)行改善，對(duì)被動(dòng)端輸入變換為：

式中：U為酉矩陣；∑為對(duì)角矩陣；VT為轉(zhuǎn)置對(duì)角矩陣。

則路徑傳遞率可以表示為：

采用加速工況計(jì)算計(jì)算被動(dòng)端到響應(yīng)的率，并通過(guò)問(wèn)題工況下被動(dòng)端的加速度作為輸入擬合計(jì)算各條傳遞路徑的貢獻(xiàn)量如式（6）所示，并要求對(duì)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(duì)前后輪胎左右懸架系統(tǒng)被動(dòng)側(cè)如圖4所示加速度振動(dòng)傳感器，方向盤(pán)12點(diǎn)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(cè)點(diǎn)，采用LMS test.lab數(shù)采軟件分別測(cè)試客車在試驗(yàn)場(chǎng)瀝青路面4檔WOT加速至100 km／h和90 km／h勻速行駛的問(wèn)題工況，以加速工況計(jì)算懸架被動(dòng)側(cè)至方向盤(pán)的傳遞率函數(shù)，以4檔90 km／h勻速行駛作為計(jì)算工況進(jìn)行響應(yīng)擬合并計(jì)算路徑貢獻(xiàn)量分析，OTPA計(jì)算分析結(jié)果如圖5所示。

圖4 前后懸架被動(dòng)側(cè)加速度傳感器布置

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

圖5 方向盤(pán)振動(dòng)OTPA路徑貢獻(xiàn)量分析結(jié)果

2.2 懸架模態(tài)試驗(yàn)

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

圖6 跌落法測(cè)試懸架模態(tài)

前后懸架模態(tài)識(shí)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(lì)頻率耦合，存在將振動(dòng)耦合放大的風(fēng)險(xiǎn)。

圖7 前后懸架模態(tài)識(shí)別結(jié)果

2.3 方向盤(pán)模態(tài)試驗(yàn)

方向盤(pán)是與駕駛員直接接觸的受體，通過(guò)CCB、轉(zhuǎn)向橫拉桿、轉(zhuǎn)向柱等和車身相連，方向盤(pán)的模態(tài)如果與激勵(lì)頻率耦合，也會(huì)放大振動(dòng)，加劇抖動(dòng)，因此也需要從方向盤(pán)的模態(tài)判斷耦合的風(fēng)險(xiǎn)。同樣采用LMS模態(tài)測(cè)試分析模塊，選用錘擊法進(jìn)行方向盤(pán)整車模態(tài)測(cè)試，加速度傳感器沿圓周、中心和轉(zhuǎn)向柱布置7個(gè)加速度傳感器如圖8所示，并在軟件中對(duì)應(yīng)建好幾何模型，設(shè)置好測(cè)試參數(shù)，分別從12點(diǎn)和3點(diǎn)位置的3個(gè)方向進(jìn)行錘擊試驗(yàn)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(shí)別，方向盤(pán)前2階模態(tài)識(shí)別結(jié)果如圖9所示，由結(jié)果可知方向盤(pán)一階橫向擺動(dòng)模態(tài)為25.4 Hz，2階垂向擺動(dòng)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(lì)頻率，耦合放大方向盤(pán)振動(dòng)風(fēng)險(xiǎn)較小。

圖8 方向盤(pán)模態(tài)測(cè)試加速度布置

圖9 方向盤(pán)模態(tài)識(shí)別結(jié)果

2.4 優(yōu)化建議

通過(guò)對(duì)改型客車80～90 km／h行駛時(shí)方向盤(pán)抖動(dòng)問(wèn)題診斷分析，主要原因?yàn)檩喬?階不平衡激勵(lì)通過(guò)后懸架傳遞至車內(nèi)引起方向盤(pán)抖動(dòng)，同時(shí)后懸架的模態(tài)與激勵(lì)耦合放大振動(dòng)，而方向盤(pán)模態(tài)遠(yuǎn)離激勵(lì)頻率，因此要減小方向盤(pán)抖動(dòng)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(lì)頻率在更低轉(zhuǎn)速點(diǎn)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(dòng)的傳遞，但懸架剛度和阻尼的變化會(huì)影響操穩(wěn)，這需要平衡匹配選型，需要進(jìn)一步的綜合評(píng)價(jià)和試驗(yàn)。

3 結(jié)束語(yǔ)

針對(duì)某型客車在瀝青路面80～90 km／h高速行駛時(shí)車內(nèi)方向盤(pán)的抖動(dòng)問(wèn)題，采用LMS軟件設(shè)備從激勵(lì)源、OTPA工況傳遞路徑分析和跌落法懸架及方向盤(pán)模態(tài)測(cè)試進(jìn)行了問(wèn)題試驗(yàn)診斷分析，主要結(jié)論如下：

（1）輪胎2階不平衡激勵(lì)是高速下方向盤(pán)抖動(dòng)主要的激勵(lì)源頭，而發(fā)動(dòng)機(jī)本體上不存在方向盤(pán)12－17 Hz問(wèn)題頻率區(qū)間的振動(dòng)特征；

（2）后輪－懸架被動(dòng)側(cè)Z向是主要的振動(dòng)傳遞路徑，并且懸架異步模態(tài)與輪胎不平衡激勵(lì)耦合放大振動(dòng)，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(pán)振動(dòng)的一個(gè)重要方向；

（3）方向盤(pán)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(lì)頻率，不在激勵(lì)頻率耦合風(fēng)險(xiǎn)區(qū)；

（4）OTPA工況路徑傳遞分析可以快速高效地對(duì)方向盤(pán)振動(dòng)這類問(wèn)題進(jìn)行貢獻(xiàn)量分析，識(shí)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(jì)算。