【摘要】: 某4 缸燃油車在1.6L+CVT 配置樣車上進行整車NVH 性能優(yōu)化過程中，針對空調開方向盤振動偏大問題，經(jīng)過試驗排查，發(fā)現(xiàn)前、后懸置受預壓力過大導致方向盤振動變大，前端冷卻模塊框架（塑料）模態(tài)及車身前部模態(tài)與發(fā)動機2 階激勵頻率耦合產生共振是導致方向盤振動大問題的根本原因。通過問題排查及方案改進，對整車NVH 問題的優(yōu)化與解決具有一定的參考價值。

關鍵詞：方向盤，懸置，冷卻模塊，共振。

引言

隨著汽車振動研究迅速發(fā)展，振動目標制定得越來越高，理想的振動控制目標應該是令人容易接受的，時間長了也不令人厭煩的、完全符合顧客要求的。因此，汽車的振動性能雖不是汽車的基本性能，但卻是汽車的質量指標，隨著人們對汽車的進一步認識了解，汽車振動將會決定汽車的銷售狀況，主宰著汽車市場。汽車的振動性能也毫無疑問成為了非常重要的一項汽車質量指標1。

1. 方向盤振動產生的機理及問題描述

1.1 方向盤振動產生的機理

怠速方向盤振動異常的頻率比較低，通常為20-35Hz 之間。振動過大的原因是發(fā)動機，風扇等部件的激勵頻率與轉向系統(tǒng)或車身局部模態(tài)頻率相同或接近。

發(fā)動機處于怠速工況時，車身處于靜止狀態(tài)，車身受到的激勵全部來自于發(fā)動機。發(fā)動機的激勵通過懸置向車身傳遞，懸置對激勵具有衰減作用。如果懸置沒有達到預期的效果，將會導致傳遞到車身的力過大，引起車身的振動，從而是方向盤的振動偏大2。圖1-1 所示是怠速方向盤振動的傳遞路徑3。



發(fā)動機的激振力主要包括氣體爆發(fā)壓力和往復慣性力兩部分，其內部慣性力系中的不平衡力和力矩是引起振動和噪聲的重要激勵源。主要存在沿氣缸中心線方向和曲軸旋轉方向的二階振動，其主要考慮二階不平衡力源4。綜上所述，樣車發(fā)動機的激勵以2 階成分為主，怠速開空調時發(fā)動機轉速780r/min，對應的2 階激勵為26Hz,4 階激勵為52Hz。

1.2 問題描述

對整車狀態(tài)下怠速空調開車內方向盤振動進行摸底測試，測試工況為定置怠速N 檔位，測試結果如圖1-2；表1-1 所示。





通過表1-1 數(shù)據(jù)發(fā)現(xiàn)，怠速空調開車內方向盤振動明顯偏大，處于同類車型較差水平。怠速方向盤振動存在發(fā)動機2 階、4 階振動較大，發(fā)動機高階次振動衰減不夠等問題?？赡芘c懸置系統(tǒng)、前端散熱模塊隔振及模態(tài)、車身前端模態(tài)有關，后續(xù)需進一步排查。

2. 前后懸置問題排查及方案改進

2.1 前后懸置問題排查

由于車內噪聲及振動發(fā)動機二階較高，首先對懸置系統(tǒng)進行了初步查看5。通過懸置拆解，發(fā)現(xiàn)前、后懸置在怠速不受扭矩情況下，前、后懸置分別處于受壓狀態(tài)（見圖2-1），考慮到前、后懸置安裝在副車架上易對車內振動產生較大影響，采用分別斷開前、后懸置進行排查的臨時方案。



在轉轂上前、后懸置拆除前后方向盤振動結果見下圖2-2-圖2-4 所示：





分別斷開前、后懸置后方向盤振動（發(fā)動機2 階）X、Z 向都有較大幅度降低，這說明前后懸置對方向盤在影響較大，需對前后懸置的隔振效果進行優(yōu)化。

2.2 前后懸置方案改進

由于前后懸置在正常狀態(tài)下處于受壓狀態(tài)，會降低懸置隔振效果，因此考慮對前后懸置支架進行了擴孔處理（見圖2-5），使得前后懸置在正常安裝狀態(tài)下不受較大壓緊力。對后懸置支架擴孔效果進行驗證，測試結果見圖2-6（上圖原裝態(tài)，下圖后懸置擴孔）。





經(jīng)過擴孔處理使得前后懸置在正常安裝狀態(tài)不受預壓力的狀態(tài)下，方向盤振動有所降低。

3. 前端冷卻模塊問題排查及方案改進

3.1 問題排查

3.1.1 散熱器模塊的問題排查

在斷開前后懸置狀態(tài)下，利用斷開散熱器模塊與車身的連接來驗證散熱器模塊對方向盤振動的影響，測試結果見下圖3-1（上圖斷開前后懸置裝態(tài)，下圖斷開冷卻模塊車身連接）：



斷開散熱器模塊與車身的連接后方向盤振動降低近50%，這說明散熱器模塊振動對方向盤振動影響很大，需對散熱器-冷凝器隔振橡膠軟墊、冷卻風扇等進行優(yōu)化。

對前端冷卻模塊框架（塑料）進行模態(tài)測試，測試結果及測試示意圖見下圖3-2 到3-4：



從測試結果看，前端冷卻模塊框架存在25Hz 繞Y 軸擺動模態(tài)，開啟前艙蓋后頻率降低為23.9Hz，與發(fā)動機2 階激勵頻率（26Hz）相差約2Hz，同樣基本上避開了因發(fā)動機2 階激勵頻率引起的共振。

3.1.2 前艙蓋不同狀態(tài)下的問題排查

在斷開除了左右懸置之外的其他主要傳遞路徑后，方向盤振動仍然較大，但在打開前機艙蓋狀態(tài)下X、Z 向的振動降低，Y 向有所增大。為確定前艙蓋的影響，對前艙蓋安裝狀態(tài)進行改變，并進行試驗，測試結果見下
表3-1：



試驗表明：前艙蓋約束方式及質量分布的改變可能會引起前端冷卻模塊模態(tài)的改變，進而減小方向盤振動。

由于前艙蓋閉合狀態(tài)對方向盤振動有較大影響，為排查方向盤振動的傳遞路徑，在關艙蓋狀態(tài)下，對怠速空調開時IP 管梁進行測試，結果見下表3-2：



通過測試發(fā)現(xiàn)，IP 管梁左側振動明顯高于右側振動，IP 管梁左側為方向盤振動傳遞的主要路徑。

3.2 方案改進

3.2.1 散熱器橡膠隔振軟墊方案改進

對散熱器剛體模態(tài)進行測試，發(fā)現(xiàn)Z 向模態(tài)頻率在32Hz 左右，與冷卻風扇一階轉動頻率基本重合，容易引起共振。原橡膠墊硬度約65邵氏度，考慮到需降低散熱器剛體模態(tài)及增加橡膠軟墊隔振，將原橡膠墊硬度降低至45 邵氏度，水箱散熱器模態(tài)頻率測試見圖3-6。


在原硬度橡膠軟墊的基礎上，切除部分橡膠適當降低剛度后，測試對車內振動影響，測試結果見圖3-7。



安裝切除部分橡膠的手工樣件方向盤振動在X 向略有放大，Z 向則略有降低。安裝硬度為45 邵氏度的橡膠軟墊與手工切除部分橡膠樣件對比結果見圖3-8。



3.2.2 前端冷卻模塊框架方案改進

為排除前端冷卻模塊框架影響，手工制作金屬前端冷卻模塊框架，如圖3-9 圖3-10 所示。



測試結果對比見下表3-3 所示：



通過測試結果看出，改制后的前端冷卻框架狀態(tài)方向盤振動X 向、Z 向均有所降低。

3.2.3 冷卻風扇的方案改進

原風扇由于動不平衡量較大，對新優(yōu)化動平衡風扇（10g）進行測試驗證，測試結果見下圖16-圖17。



優(yōu)化風扇動平衡后車內方向盤對應的風扇一階振動降低約50%，效果整體較好。

4.車身前部問題排查及方案驗證

4.1 問題排查

由于開、關前艙蓋對方向盤振動影響較大，且IP 管梁的左側是影響方向盤振動的主要傳遞路徑，因此，分別在開、關前艙蓋狀態(tài)下對左縱梁、輪罩上部與A 柱下部區(qū)域進行模態(tài)測試,測試結果及測試示意圖4-1 圖4-5所示：







通過測試結果看，開啟前艙蓋后左縱梁、輪罩上部與A 柱下部區(qū)域模態(tài)振型沒有發(fā)生明顯改變，但模態(tài)頻率降低近1Hz，與發(fā)動機2 階激勵頻率（26Hz）相差約2.5Hz，基本上避開了因發(fā)動機2 階激勵頻率引起的共振，這也是開啟艙蓋后方向盤振動降低的原因。

4.2 方案改進

通過測試結果可以看出左縱梁、輪罩上部與A 柱下部區(qū)域模態(tài)與發(fā)動機2 階激勵頻率（26Hz）頻率接近，引起車身前部共振，從而使振動傳遞到方向盤。

為了將發(fā)動機2 階激勵頻率與車身前部模態(tài)頻率避開，在以上優(yōu)化方案的基礎上，可通過在左縱梁、輪罩上部與A 柱下部區(qū)域加26Hz 的吸振器，測試結果如圖4-1 所示。





從圖4-2 及表4-1 測試結果可以看出加上26Hz 的吸振器后，方向盤振動明顯減低，說明此方案有效。在此狀態(tài)下，方向盤振動達到目標值。

5.總結

此前，針對怠速工況下方向盤振動的研究主要集中在轉向系統(tǒng)模態(tài)與發(fā)動機二階激勵耦合導致的振動被放大。但是，隨著汽車NVH 方面研發(fā)的投入不斷加大，汽車方向盤振動機理更加復雜，因而，我們需要套完整的流程來解決該問題，具體問題具體分析，本文通過優(yōu)化某車型怠速工況下方向盤振動得到轉向系統(tǒng)控制的思路：

1.分析激勵源，識別激勵源，并最終降低激勵源激勵，從而降低方向盤振動；

2.優(yōu)化傳遞路徑，特別是從衰減動力總成到懸置排氣吊鉤等傳遞到車身振動；避免傳遞路徑產生共振，使振動被放大，從而傳遞到轉向系統(tǒng)。

3.對轉向系統(tǒng)進行合理的避頻及剛度設計，減小轉向系統(tǒng)結構對激勵源的響應6。


作者：王昌昌，崔華閣，李位建，楊春清
作者單位：(中汽研（天津）汽車工程研究院有限公司，天津 300300)
來源：2020 年第十七屆汽車NVH 控制技術國際研討會論文集