趙永坡，李仕途，逄淑一

（長城汽車股份有限公司技術(shù)中心，河北省汽車工程技術(shù)研究中心，河北 保定 071000）

方向盤擺振問題的Benchmark及CAE分析解決方法

趙永坡，李仕途，逄淑一

（長城汽車股份有限公司技術(shù)中心，河北省汽車工程技術(shù)研究中心，河北 保定 071000）

∶方向盤擺振是汽車樣車開發(fā)階段常見的振動(dòng)問題，甚至影響駕駛員的舒適性和行車安全。針對(duì)某SUV車型的方向盤擺振問題，通過Benchmark方法和試驗(yàn)測(cè)試，設(shè)定擺振評(píng)價(jià)指標(biāo)和指標(biāo)限值，明確擺振問題的激勵(lì)源和振動(dòng)傳遞路徑。通過靈敏度分析快速識(shí)別傳遞路徑中對(duì)擺振影響較大的動(dòng)力學(xué)參數(shù)，提出了整改方案，并借助CAE方法快速驗(yàn)證了方案的有效性。在開發(fā)樣車上通過增大齒條摩擦力、增大方向盤轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和降低轉(zhuǎn)向器安裝襯套整車y向剛度等方法，使擺振幅值降低76%，擺振現(xiàn)象得到有效改善。

∶方向盤擺振；Benchmark；振動(dòng)傳遞路徑；靈敏度分析；CAE分析

10.16638/j.cnki.1671-7988.2016.09.083

CLC NO.: U463.4Document Code: AArticle ID: 1671-7988 (2016)09-240-05

引言

隨著汽車的普及，消費(fèi)者越來越重視汽車的品質(zhì)和安全，方向盤擺振是樣車開發(fā)階段常見的振動(dòng)問題，甚至影響駕駛員的舒適性和行車安全[1，2]。

解決方向盤振動(dòng)問題主要有以下幾種途徑：控制激勵(lì)源；優(yōu)化振動(dòng)傳遞路徑，提高傳遞路徑的隔振能力；降低響應(yīng)，優(yōu)化轉(zhuǎn)向系統(tǒng)振動(dòng)特性等[1]。造成方向盤擺振的激勵(lì)源主要是車輪的非均勻性，包括質(zhì)量不平衡、剛度不均勻和尺寸偏差等[3～7]。整車廠解決方向盤擺振時(shí)采取的措施涉及到車輪系統(tǒng)（調(diào)整輪胎動(dòng)平衡、調(diào)整車輪偏心等）、懸架系統(tǒng)（調(diào)整懸架下擺臂后襯套的剛度等）和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)（加強(qiáng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)安裝襯套、安裝支架的剛度等）[2,4～9]?？梢娪绊懛较虮P擺振的因素較多，各因素對(duì)于不同車的擺振影響各不相同，需根據(jù)實(shí)車情況分析。

本文針對(duì)某款SUV試制樣車在高速行駛時(shí)的方向盤擺振問題，通過Benchmark方法結(jié)合試驗(yàn)測(cè)試確定擺振頻率和振動(dòng)量級(jí)，提出評(píng)價(jià)擺振問題的客觀測(cè)試指標(biāo)和指標(biāo)限值，明確激勵(lì)源和傳遞路徑。采用靈敏度分析方法快速識(shí)別對(duì)問題車擺振有較大影響的動(dòng)力學(xué)參數(shù)，提出整改方案，并借助CAE方法驗(yàn)證了整改方案的有效性和可行性。最終在實(shí)車上進(jìn)行驗(yàn)證，取得了較好的效果。

1、方向盤擺振問題分析

1.1方向盤擺振現(xiàn)象

方向盤擺振是樣車開發(fā)階段常見的影響車輛駕駛舒適性的現(xiàn)象，具體表現(xiàn)為車輛在平直路面高速行駛時(shí)，達(dá)到某一特定車速（一般在100km/h以上），方向盤的周向連續(xù)振動(dòng)現(xiàn)象。

在對(duì)某SUV試制樣車進(jìn)行主觀評(píng)價(jià)時(shí)，發(fā)現(xiàn)其在平直路面以110km/h行駛時(shí)，方向盤出現(xiàn)明顯擺振現(xiàn)象，車速升高或降低，擺振現(xiàn)象消失。

1.2擺振現(xiàn)象Benchmark分析

應(yīng)用Benchmark方法，選取兩輛擺振輕微的標(biāo)桿車與問題車進(jìn)行對(duì)比主觀評(píng)價(jià)和客觀測(cè)試，選取合適的評(píng)價(jià)指標(biāo)并確定擺振問題整改目標(biāo)限值。評(píng)價(jià)及測(cè)試工況：110km/h平直路面直線行駛。測(cè)試指標(biāo)選擇方向盤12點(diǎn)鐘位置的周向（整車y向）振動(dòng)加速度（見圖1）。對(duì)試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行幅頻特性分析，見圖2～5和表1，問題車方向盤12點(diǎn)鐘位置的周向振動(dòng)加速度幅值在12.5Hz處存在明顯峰值，x向和z向振動(dòng)無明顯峰值，標(biāo)桿車1在11.3Hz處存在峰值，標(biāo)桿車2在13Hz處存在峰值。峰值越大，主觀評(píng)價(jià)顯示擺振越明顯。選定方向盤12點(diǎn)鐘位置周向12.5Hz的振動(dòng)幅值作為擺振客觀評(píng)價(jià)指標(biāo)，參考標(biāo)桿車2，將整改目標(biāo)限值設(shè)定為0.085g。

圖2　問題車擺振加速度時(shí)域曲線

圖3　問題車擺振加速度幅頻特性

圖4　標(biāo)桿車1擺振加速度幅頻特性

圖5　標(biāo)桿車2擺振加速度幅頻特性

表1　擺振幅值與頻率及評(píng)價(jià)結(jié)果

2、激勵(lì)源及振動(dòng)傳遞路徑分析

由于車輪總成各個(gè)元件制造的公差可能造成質(zhì)量不平衡、剛度不均勻和尺寸偏差等不均勻性。車輪旋轉(zhuǎn)時(shí)質(zhì)量不平衡引起的動(dòng)不平衡在車輪上產(chǎn)生一個(gè)旋轉(zhuǎn)的力矩，表現(xiàn)翻轉(zhuǎn)力矩和回正力矩。輪胎徑向剛度沿著圓周的不均勻，輪轂的尺寸偏差，都會(huì)導(dǎo)致車輪滾動(dòng)時(shí)在車軸處產(chǎn)生垂向激勵(lì)。

圖6　車輪不均勻性激勵(lì)及其各階諧量[10]

上述激勵(lì)[10]的頻率均以輪胎滾動(dòng)頻率為基頻（圖6），故車輪不均勻性激勵(lì)頻率的近似計(jì)算公式如下[2]：

式中，f為車輪不均勻產(chǎn)生的激勵(lì)頻率，V為車輛行駛車速（km/h），R為輪胎滾動(dòng)半徑（m），N為激勵(lì)的階次。經(jīng)估算，問題車在110km/h行駛時(shí)，其車輪的一階激勵(lì)頻率約為12.8Hz（該車輪胎型號(hào)為265/65 R17，滾動(dòng)半徑約為0.38m），與擺振頻率（12.5Hz）吻合，故推斷車輪不均勻性一階激勵(lì)是造成方向盤擺振的主要激勵(lì)源。車輪不均勻性難以避免，有必要對(duì)擺振傳遞路徑的隔振性能進(jìn)行優(yōu)化，降低擺振對(duì)車輪不均勻性的敏感程度。

圖7　問題車前懸架及轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構(gòu)

分析該車前懸架結(jié)構(gòu)（見圖7），懸架型式為雙橫臂式獨(dú)立懸架，上、下擺臂通過橡膠襯套與車架連接，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)為齒輪齒條式液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)通過橡膠襯套與車架連接?？赡艿膫鬟f路徑為：車輪一階激勵(lì)經(jīng)轉(zhuǎn)向節(jié)，傳遞到轉(zhuǎn)向拉桿，再傳遞到轉(zhuǎn)向系統(tǒng)及方向盤。

為確定擺振傳遞路徑，在轉(zhuǎn)向節(jié)、轉(zhuǎn)向拉桿處布置加速度傳感器（圖8），測(cè)量其振動(dòng)加速度，并進(jìn)行幅頻特性分析。結(jié)果顯示（圖9～10，x向-綠色，y向-紅色，z向-藍(lán)色），轉(zhuǎn)向節(jié)處和轉(zhuǎn)向拉桿處的各向振動(dòng)加速度在12.5Hz處均存在明顯峰值，峰值頻率與方向盤擺振一致，故擺振傳遞路徑分析正確。

圖8　轉(zhuǎn)向節(jié)、轉(zhuǎn)向拉桿測(cè)點(diǎn)圖

圖9　轉(zhuǎn)向節(jié)處各向振動(dòng)幅頻特性

圖10　轉(zhuǎn)向拉桿處各向振動(dòng)幅頻特性

擺振振動(dòng)傳遞路徑如圖10所示，車輪不均勻性產(chǎn)生的一階激勵(lì)通過轉(zhuǎn)向節(jié)傳遞至轉(zhuǎn)向拉桿，再經(jīng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)傳遞至方向盤。

圖11　擺振振動(dòng)傳遞路徑

3、擺振傳遞路徑靈敏度分析

為找出傳遞路徑上對(duì)擺振影響較大的動(dòng)力學(xué)參數(shù)，使用CAE分析模型對(duì)傳遞路徑中的各個(gè)參數(shù)進(jìn)行靈敏度分析。靈敏度是系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)性能受參數(shù)變異影響的屬性，關(guān)于參數(shù)變化如何影響系統(tǒng)的性能對(duì)于系統(tǒng)的改進(jìn)設(shè)計(jì)有著重要的意義[11]。

3.1CAE模型有效性驗(yàn)證

使用Adams/Car搭建整車動(dòng)力學(xué)分析模型，首先驗(yàn)證模型的有效性，包括懸架系統(tǒng)性能、整車穩(wěn)態(tài)響應(yīng)和瞬態(tài)響應(yīng)等。模型仿真結(jié)果（紅色實(shí)線）與試驗(yàn)結(jié)果（藍(lán)色虛線）對(duì)比如圖12、13所示。

圖12　前懸架垂向剛度驗(yàn)證

圖13　前懸架縱向剛度驗(yàn)證

圖14　穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)工況車身橫擺角速度驗(yàn)證

CAE模型能夠較好的模擬實(shí)車性能，可用于擺振仿真分析。通過在模型中添加輪胎動(dòng)不平衡質(zhì)量實(shí)現(xiàn)方向盤擺振分析。分析工況為平直路面加速行駛，車速從70～120km/h，測(cè)量方向盤12點(diǎn)位置的y向振動(dòng)加速度。結(jié)果如圖14、15所示，可見在車速達(dá)到約100km/h時(shí)，方向盤有較明顯的擺振，峰值頻率約為13Hz，幅值約為0.27g，與試驗(yàn)結(jié)果一致性較好，故CAE模型可用于擺振問題分析。

圖15　轉(zhuǎn)向回正工況車身橫擺角速度驗(yàn)證

圖16　CAE分析方向盤擺振時(shí)域曲線

圖17　CAE分析方向盤擺振幅頻特性

3.2靈敏度分析

使用Adams/Insight進(jìn)行靈敏度分析，分析工況為100km/h勻速直線行駛，考察方向盤12點(diǎn)位置的y向振動(dòng)加速度。選取傳遞路徑中共22個(gè)動(dòng)力學(xué)參數(shù)（表2）作為靈敏度因素進(jìn)行分析。其中上擺臂安裝襯套和下擺臂前安裝襯套的徑向平動(dòng)剛度沿軸向均勻分布，故其剛度參數(shù)靈敏度因素4個(gè)，而下擺臂后襯套和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)安裝襯套整車y向的徑向平動(dòng)剛度相對(duì)較小，故其剛度參數(shù)有6個(gè)。

表2　擺振靈敏度分析因素

靈敏度分析結(jié)果評(píng)價(jià)指標(biāo)見表3，R2為相關(guān)系數(shù)的平方，介于0～1之間，此指標(biāo)越大則擬合效果越好，R2adj是對(duì)R2的修正，消除了不相關(guān)因素的影響，R2adj與R2越接近，則所選因素中沒有不相關(guān)因素[12]。R2：0.994，R2adj：0.989，均很接近1，說明因素與響應(yīng)（方向盤擺振加速度峰值）的擬合效果較好。

表3　靈敏度分析結(jié)果評(píng)價(jià)指標(biāo)

靈敏度系數(shù)較高的參數(shù)依次是轉(zhuǎn)向系統(tǒng)齒條摩擦力、方向盤轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)安裝襯套y向（整車y向）剛度，下擺臂后襯套x向（整車y向）剛度也有一定影響。

表4　靈敏度分析結(jié)果

4、方向盤擺振CAE驗(yàn)證

借助CAE手段對(duì)靈敏度系數(shù)較高的結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行有效性和可行性驗(yàn)證。依次驗(yàn)證靈敏度系數(shù)較高的結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)擺振的影響。分析工況為100km/h勻速直線行駛，考察方向盤12點(diǎn)位置的y向振動(dòng)加速度。驗(yàn)證結(jié)果見圖18，圖中的曲線依次是

a：原狀態(tài)；

b：單獨(dú)增加齒條摩擦力35N；

c：增大轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動(dòng)慣量（32gm2～43gm2）；

d：轉(zhuǎn)向系統(tǒng)安裝襯套y向剛度降低30%；

e：下擺臂后襯套徑向剛度降低30%；

f：b+c+d。

其中，加大摩擦力效果最明顯，加大方向盤轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和降低轉(zhuǎn)向系統(tǒng)安裝襯套y向剛度也有較明顯的效果，降低下擺臂后襯套徑向剛度的效果不明顯。將效果較明顯的三個(gè)措施疊加后，擺振幅值降低約65%，效果明顯。

圖18　各措施效果CAE驗(yàn)證（擺振幅頻特性）

上述措施可能對(duì)車輛轉(zhuǎn)向性能，尤其是高速回正性能產(chǎn)生影響，為驗(yàn)證可行性，通過仿真分析考察車輛轉(zhuǎn)向性能變化，仿真工況參考GB/T6323-2014《汽車操縱穩(wěn)定性試驗(yàn)方法》中的高速轉(zhuǎn)向回正試驗(yàn)方法。結(jié)果見圖19和表5，紅色實(shí)線為初始狀態(tài)仿真結(jié)果，藍(lán)色虛線為施加措施f之后新狀態(tài)的仿真結(jié)果。

圖19　高速回正車身橫擺角速度

表5　高速回正評(píng)價(jià)指標(biāo)

應(yīng)用方案f后，問題車穩(wěn)定時(shí)間降低，橫擺角速度超調(diào)降低，橫擺自然頻率降低，相對(duì)阻尼系數(shù)增大，橫擺殘留增大，橫擺角速度總方差增大。將方案f應(yīng)用在試制樣車上，主觀評(píng)價(jià)顯示高速回正性能并無明顯下降。且該車方向盤擺振幅值減小至0.08g（圖20），振動(dòng)加速度幅值降低76%，達(dá)到擺振整改目標(biāo)限值，主觀評(píng)價(jià)擺振輕微難以察覺。

圖30　擺振整改措施實(shí)車驗(yàn)證

5、結(jié)論

（1）在解決樣車開發(fā)過程中的振動(dòng)問題時(shí)，Benchmark方法結(jié)合試驗(yàn)測(cè)試手段是快速明確振動(dòng)問題的有效手段。本文應(yīng)用此方法快速識(shí)別了問題車方向盤擺振的激勵(lì)源和振動(dòng)傳遞路徑。主要激勵(lì)源是車輪不均勻性產(chǎn)生的一階激勵(lì)，振動(dòng)傳遞路徑是由輪胎經(jīng)轉(zhuǎn)向節(jié)依次傳遞至轉(zhuǎn)向拉桿、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)和方向盤。

（2）靈敏度分析方法結(jié)合CAE分析能夠快速識(shí)別對(duì)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)性能影響較大的因素。運(yùn)用靈敏度分析方法快速識(shí)別了懸架、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)對(duì)擺振有較大影響的動(dòng)力學(xué)參數(shù)，提出了增大齒條摩擦力、增大方向盤轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和降低轉(zhuǎn)向器安裝襯套剛度（整車y向）等優(yōu)化擺振傳遞路徑、降低轉(zhuǎn)向系統(tǒng)響應(yīng)的優(yōu)化方案。應(yīng)用CAE分析方法驗(yàn)證了優(yōu)化方案的可行性和有效性。實(shí)車實(shí)施后，問題車的方向盤擺振問題得到有效改善，擺振幅值降低了76%。

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[11] 逄淑一.某汽車懸架運(yùn)動(dòng)學(xué)及彈性運(yùn)動(dòng)學(xué)靈敏度分析及改進(jìn).吉林大學(xué)碩士學(xué)位論文.2006.4.

[12] MSC.ADAMShelpdocument.

Benchmark and CAE Analysis of Steer Wheel Shimmy

Zhao Yongpo, Li Shitu, Pang Shuy（R&D Center of Great Wall Motor Company, Automotive Engineering Technical Center of HeBei, HeBei Baoding 071000）

Steering wheel shimmy is a common vibration problem of prototype car, and even affect the driver's comfort and driving safety. In order to solve the steering wheel shimmy problem of a SUV, with the aid of Benchmark and Objective test, we selected an evaluation index of shimmy, and we found out the vibration excitation source and transfer path. By using the method of sensitivity analysis,we quickly identified the key structural parameters with large influence on shimmy. We put forward the improvement scheme,and with the help of CAE analysis to verify the effectiveness of the solution quickly. Test validation results show that the problem has been effectively improved, the amplitude of shimmy decreased 76 percent.

steer wheel shimmy; benchmark; vibration transfer path;sensitivity analysis; CAE analysis

∶U463.4

∶A

∶1671-7988 (2016)09-240-05

趙永坡（1980—），男，工程師，就職于長城汽車技術(shù)中心動(dòng)力學(xué)性能工程部，主要從事動(dòng)力學(xué)性能開發(fā)、試驗(yàn)測(cè)試、駕駛輔助系統(tǒng)開發(fā)、底盤調(diào)校等業(yè)務(wù)。