徐传康，陈德兵，黄 毅，高轶男，夏小均
（1.工业和信息化部装备工业发展中心，北京 100846；
2.招商局检测车辆技术研究院有限公司，重庆 400074）
随着汽车行驶速度的不断增加，各种激励对车内造成的NVH问题风险也随之增加，而客车因承载重、功率大等特点，高速行驶时车内NVH问题更容易暴露，这不仅影响乘坐舒适性，而且对操稳、安全性也有很大的负面作用［1］。高速行驶时汽车车内方向盘、座椅、地板、换挡杆和踏板的振动大小是乘客和驾驶员最容易感知的，尤其方向盘的抖动会直接影响驾驶的操稳安全和NVH舒适性［2］，因此对客车高速行驶时方向盘抖动问题的诊断分析研究和控制具有十分重要工程意义。
高速行驶时方向盘抖动的激励主要来自动力总成、轮胎和路面，而传递路径中悬架、衬套、转向系等部件本身的结构动力学特性也是关键影响因素［2－3］。高速行驶时方向盘的抖动前期风险识别和控制主要借助于动力学仿真方法，而中后期的调校则主要借助于主观评价和道路试验的方法［4］。熬策划［5］通过建 立simulink和Adams的悬架转向系统仿真模型研究了轮胎几何均匀和刚度不均匀在高速下对方向盘振动影响。李里等［6］借助CAE和试验的方法研究了商用车高速形势下传动轴不平衡与转向系一阶垂弯模态耦合引起的方向盘剧烈振动现象。徐守福等［7］通过试验和理论分析了某商用车高速行驶车轮引起的方向盘抖动传递路径，并通过下摆臂衬套灵敏度分析优化衬套刚度解决抖动问题。
本文针对某型客车在80～90 km／h区间高速行驶时方向盘的抖动问题，首先通过主观评价和客观测试明确了轮胎2阶不平衡为主要激励源，然后采用快捷高效的OTPA［8－9］工况传递路径试验分析方法分析了主要传递贡献路径，最后对该路径上的悬架和转向系模态进行试验识别，判断了二者模态对方向盘抖动放大的耦合风险，形成了一套从源头、传递路径到接受体的综合分析方法，对客车高速行驶下方向盘的抖动问题的试验分析和诊断提供了有效的工程指导。
1.1 问题确认
某型客车光滑沥青路面4档WOT加速行驶至80～90 km／h车速范围内时（对应发动机转速1 550～1 800 r／min）车内驾驶员地板和方向盘出现明显异常振动，尤其是驾驶员方向盘抖动明显，其中80 km／h和90 km／h稳态匀速行驶方向盘12点方向的振动加速度如图1所示，由此可知引起方向盘振动的问题频率集中在12～17 Hz区间，Z方向最明显，该频率区间振动幅值的峰值达到1.01 m／s2以上，驾驶员会明显感受到方向盘的抖动感，针对该问题采用试验进行诊断分析排查。
图1 80 km／h和90 km／h匀速行驶时方向盘振动
1.2 激励源分析
高速行驶时方向盘振动激励主要来源于发动机和轮胎－路面激励，这些激励源的振动通过悬置、悬架、副车架、车身及转向系等传递至方向盘，主要的传递路径如图2所示。由图可知高速行驶时方向盘的振动激励主要来自于发动机和轮胎－路面，为进一步分析80～90 km／h行驶时方向盘振动的激励，采集发动机本体和轮胎轴头处的4档WOT加速的振动数据，600～1 800 r／min加速Colormap频谱分析结果如图3所示。
图2 高速行驶方向盘振动激励传递路径
图3 激励源振动加速Colormap频谱
由结果可知，发动机本体上没有12～17 Hz的振动激励特征，而车轮右后轴头却在该频率区间出现明显的共振带激励特征（其它轮胎的轴头也有对应的频率特征），而且Z方向最明显，这表明方向盘该车速范围内的抖动与轮胎－路面激励相关，由于该客车轮胎规格为295／80R22.5，轮胎半径r≈0.53 m，而轮胎的不平衡激励频率［1］ftyre按下式计算：
式中：v为车速，r为轮胎半径，N为激励频率的阶次。
则车速80～90 km／h对应的2阶轮胎激励频率为13.2～15.3 Hz，与方向盘问题频率区间耦合，进一步表明方向盘在该速度区间的抖动主要是由轮胎的2阶不平衡激励引起。
2.1 OTPA贡献量分析
由前面激励源分析可知，80～90 km／h高速行驶区间方向盘抖动的主要激励源来自于轮胎的不平衡激励，而轮胎不平衡激励通过悬架系统、车身和转向系统将振动传递至方向盘，为进一步明确不平衡激励的传递路径，采用工况传递路径OTPA试验［10－13］方法对轮胎激励的传递路径及贡献量进行诊断分析。
OTPA［14］方法用传递率函数矩阵代替传统TPA方法传递函数矩阵，路径被动端到响应点关系可表示为：
式中：Tij为第j个被动端输入到第i个响应的传递率函数。
根据测试方法采用H1方法估算得到下式：
式中：GX－X1为输入的自功率谱逆矩阵；
GXY为输入和响应的互功率谱矩阵。
OTPA方法虽然避免了传统TPA方法中繁琐的被动端输入到响应的传递函数测试和载荷计算，但是被动端信号之间存在耦合串扰，相互之间存在相关性，因此采用奇异值分解SVD对OTPA方法进行改善，对被动端输入变换为：
式中：U为酉矩阵；
∑为对角矩阵；
VT为转置对角矩阵。
则路径传递率可以表示为：
采用加速工况计算计算被动端到响应的率，并通过问题工况下被动端的加速度作为输入拟合计算各条传递路径的贡献量如式（6）所示，并要求对加速工况进行分段成若干段，段数要求大于路径数量。
对前后轮胎左右悬架系统被动侧如图4所示加速度振动传感器，方向盘12点位置布置加速度传感器，分别作为传递路径和响应处的监测点，采用LMS test.lab数采软件分别测试客车在试验场沥青路面4档WOT加速至100 km／h和90 km／h匀速行驶的问题工况，以加速工况计算悬架被动侧至方向盘的传递率函数，以4档90 km／h匀速行驶作为计算工况进行响应拟合并计算路径贡献量分析，OTPA计算分析结果如图5所示。
图4 前后悬架被动侧加速度传感器布置
由图5结果可知方向盘抖动12～17Hz问题频率区间主要贡献量来源于后侧轮胎悬架左右车身被动侧的Z方向，因此后悬架被动侧是轮胎2阶不平衡激励的主要传递路径，对该路径上的振动传递控制是减小高速行驶下方向盘抖动的重要途径。
图5 方向盘振动OTPA路径贡献量分析结果
2.2 悬架模态试验
传递路径上悬架的模态大小直接影响轮胎激励的传递，因此需对悬架的模态进行测试分析，使用跌落法测试悬架模态，分别开展前悬架与后悬架的模态测试，测试前将测试对应车轴车轮置于14 cm高的台阶上如图6所示，测试时车辆从台阶上自由跌落，记录布置于悬架上的振动传感器信号，通过LMS模态测试系统的运行工况下的模态分析模块识别悬架模态。
图6 跌落法测试悬架模态
前后悬架模态识别结果如图7所示，由结果可知前后悬架异步模态分别为12.5 Hz和15.8 Hz，这与轮胎2阶激励频率耦合，存在将振动耦合放大的风险。
图7 前后悬架模态识别结果
2.3 方向盘模态试验
方向盘是与驾驶员直接接触的受体，通过CCB、转向横拉杆、转向柱等和车身相连，方向盘的模态如果与激励频率耦合，也会放大振动，加剧抖动，因此也需要从方向盘的模态判断耦合的风险。同样采用LMS模态测试分析模块，选用锤击法进行方向盘整车模态测试，加速度传感器沿圆周、中心和转向柱布置7个加速度传感器如图8所示，并在软件中对应建好几何模型，设置好测试参数，分别从12点和3点位置的3个方向进行锤击试验获得频响函数，应用PolyMax最小二乘复频域法进行模态识别，方向盘前2阶模态识别结果如图9所示，由结果可知方向盘一阶横向摆动模态为25.4 Hz，2阶垂向摆动模态为32.4 Hz，远离轮胎在该80～90 km／h速度范围内的2阶不平衡激励频率，耦合放大方向盘振动风险较小。
图8 方向盘模态测试加速度布置
图9 方向盘模态识别结果
2.4 优化建议
通过对改型客车80～90 km／h行驶时方向盘抖动问题诊断分析，主要原因为轮胎2阶不平衡激励通过后悬架传递至车内引起方向盘抖动，同时后悬架的模态与激励耦合放大振动，而方向盘模态远离激励频率，因此要减小方向盘抖动程度，则需要从减小轮胎的不平衡量和调整悬架模态入手，降低悬架刚度，使得悬架模态频率与轮胎激励频率在更低转速点达到重合，也可以从悬架板簧衬套的材料选型匹配进行优化［15］，提高非悬挂系统的阻尼比，降低振动的传递，但悬架刚度和阻尼的变化会影响操稳，这需要平衡匹配选型，需要进一步的综合评价和试验。
针对某型客车在沥青路面80～90 km／h高速行驶时车内方向盘的抖动问题，采用LMS软件设备从激励源、OTPA工况传递路径分析和跌落法悬架及方向盘模态测试进行了问题试验诊断分析，主要结论如下：
（1）轮胎2阶不平衡激励是高速下方向盘抖动主要的激励源头，而发动机本体上不存在方向盘12－17 Hz问题频率区间的振动特征；
（2）后轮－悬架被动侧Z向是主要的振动传递路径，并且悬架异步模态与轮胎不平衡激励耦合放大振动，从悬架刚度和阻尼的优化匹配出发是降低高速行驶下方向盘振动的一个重要方向；
（3）方向盘的1阶模态频率达到了25 Hz以上，远离轮胎的不平衡激励频率，不在激励频率耦合风险区；
（4）OTPA工况路径传递分析可以快速高效地对方向盘振动这类问题进行贡献量分析，识别出关键传递路径，避免了传统TPA方法繁琐的传函数和载荷计算。
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