摘要：本篇从整车NVH 试验开发的角度出发，结合某车型试验开发过程中转向系统怠速振动问题解决的工程实例介绍了引起怠速抖动问题的原因及其解决方法，并重点介绍了如何通过对方向盘、转向柱、仪表台横梁等部件及其之间连接刚度的调整实现转向系统一阶模态频率与发动机点火激励频率的模态分离来降低转向系统振动水平。通过试验调教，不仅解决了问题，而且能够给汽车设计工程师和NVH 开发工程师以后的工作提供一定参考。
关键词：NVH 乘用车转向系统怠速振动模态分离
0 引言
转向系统怠速振动特性作为乘用车整车NVH 性能主观评价的14 项指标之一，其振动水平可以通过手指直接的触摸来评价，且近年来越来越受到消费者的关注，因此也成为新产品开发中的一个重要研究课题。
当前，国外整车制造商对乘用车转向系统怠速振动水平控制的技术已经比较成熟，而且还在不断发展，日本丰田公司做的尤为突出。而我国自主品牌乘用车转向系统怠速振动水平则普遍的不容乐观。本篇从整车NVH 试验开发的角度出发，结合某车型开发的工程实例，介绍的引起转向系统怠速振动问题的原因及其解决方法，以期能够帮助汽车设计工程师、NVH开发工程师优化结构设计。
1 转向系统振动及其模态
1.1 振动源
怠速工况下，转向系统所受到的激励源主要是曲轴旋转产生的二阶往复惯性力，其频率与车辆搭载的发动机的转速和汽缸数有关。以一般乘用车搭载的四缸汽油机为例，通常情况下，其由冷机到热机、有/无负载转速范围为700rpm-1000rpm，则激励的频率范围约为20Hz~35Hz。除此之外，发动机怠速运转工况下其它附件运转也会成为振动源，例如：冷却风扇、空调鼓风机等。
1.2 转向系统的振动模态
我们重点关注的转向系统模态包括：一阶垂向模态、一阶侧向模态和方向盘模态。其中，一阶垂向模态最为重要，其典型的共振频率为20Hz~35Hz 之间。这时转向柱中心线像悬臂梁在垂直平面内弯曲，在转向柱的安装点会发生角度偏转，同时方向盘绕着一个与转向柱垂直的轴旋转，见图1；第一阶侧向模态有时候也会引起问题，它的频率范围和运动形式与一阶垂向模态类似，不过方向为侧向；方向盘模态频率较高，一般为50Hz 左右。
图 1 典型的转向系统垂向模态（侧视图）
2 影响转向系统振动水平的因素
2.1 动力总成输入到车身侧的激励力的控制
四缸汽油机怠速运转工况下，曲轴旋转产生的二阶往复惯性力激励是引起转向系统振动的直接原因。对二阶往复惯性力输入至车身侧的激励力幅值的控制可以从以下两方面入手：一是加装转速为曲轴转速2 倍的平衡轴来降低二阶往复惯性力的幅值；二是合理的设计和布置悬置系统，实现动力总成系统六自由度刚体模态的分离和悬置软垫在X、Y、Z 三个方向上的振动衰减率不低于20dB，尽量降低动力总成前、后悬置的预载荷。
此外，对于冷却风扇、空调鼓风机等潜在的可能影响转向系统怠速振动水平的激励源，可以通过优化其叶片形状、数量和安装点橡胶衬套衰减振动等措施来减小其运转时产生的激励力。
2.2 转向系统共振
乘用车转向系统设计要求其一阶模态一般在50Hz 左右，但当转向柱与仪表台横梁总成装配后，由于边界条件的改变以及安装支架的影响，其安装状态下的一阶模态频率会有所下降。为避免转向系统在怠速工况下发生共振，我们要求转向系统安装状态下的一阶模态频率不得低于35Hz，考虑到部件刚度提高的有限性，通常将其目标值设为35Hz~40Hz，从而实现转向系统与激励频率的模态分离。
3 影响转向系统安装状态下一阶模态频率的因素及其处理
安装状态下，对转向系统模态频率的影响因素除了转向系统部件（包括方向盘、转向柱、转向柱管、转向柱安装支架等）设计外，还有转向柱安装支架与车身的连接，下面逐一进行介绍：
3.1 乘用车转向系统结构图
典型的乘用车转向系统由方向盘、安全气囊、转向轴、轴承、转向柱管、安装支架等组成，结构如图2 所示：
图 2 转向系统结构图
3.2 转向系统结构设计参数及其主要部件的设计策略
3.2.1 转向系统主要的结构设计参数
转向系统主要的结构设计参数包括：几何、惯量（质量）、刚度。几何设计对转向系统的有效惯量和转向柱支架刚度影响较大。转向系统的惯量主要取决于方向盘质量、安全气囊质量、几何尺寸（特别是上部支撑相对于方向盘的偏置）等因素。转向系统的刚度与各子系统的刚度有关，具体包括转向柱管侧连接结构、转向柱支撑支架、转向柱等。
3.2.1.1 几何与惯量
大部分乘用车转向系统是扭矩承载式的，即转向柱上、下两个连接支架与支撑结构连接，如图2 所示。此时转向系统的共振频率f 与其惯性矩I 的平方根成反比例，如式①所示：
在此，K是一个取决于系统刚度的常量。而I = M L2，故惯性矩主要由方向盘（包括安全气囊）的质量M 和转向柱上安装点到方向盘的悬距L（如图3 所示）所决定的，质量M 和悬距L 的大小影响转向系统的共振频率。
图3 转向柱几何参数—悬距L、跨度D 示意图
转向系统频率对方向盘质量M 的灵敏度的粗略估计公式如式②所示：
△f/△M=-4Hz/Kg ②
类似的，转向系统频率对悬距L 的灵敏度的粗略估计公式如式③所示：
△f=（-f）×△L/L ③
由式①、②和③可以看出适当的减小方向盘（包括安全气囊）质量M 和悬距L 可以提高转向系统频率。
3.2.1.2 几何与刚度
影响转向系统刚度的几何尺寸主要有：悬距L、上下两个安装支架间的跨度D（见图3）、安装支架的宽度（见图4）等，具体关系如下：
转向系统刚度随悬距L 的增加而减小，把转向柱近似为横梁，则他的刚度大致与1/L3 成比例，同时结合悬距L 的改变对惯性矩I 的影响，可知保持L 值尽可能小的重要性。
转向系统的上、下安装点形成了一个扭转弹簧，其刚度与他们之间的跨度D 的平方成比例，因此跨度D 的值应该尽可能的大。
转向系统上部安装点的刚度随其安装支架宽度WU 的增加而减小，因此该宽度应尽可能的下。其下部安装点支架宽度WL 也有类似情况，但是与上部安装点相比，其影响要小一些。
图4 转向柱几何参数—上、下部安装点支架宽度示意图
3.2.2 转向系统主要部件的设计策略
提高转向系统固有频率的两种可行方法分别是：减小其惯性矩、提高其刚度，本篇主要讨论后者。转向系统的主要部件包括方向盘、安全气囊、转向柱管、调节机构、安装支架等，这些部件的NVH 性能设计对转向系统固有频率影响明显，下面对这些部件的设计策略进行简单的说明：
3.2.2.1 方向盘的设计策略
对方向盘的设计可以从质量最小化和刚度最大化两方面来考虑。质量最小化可以通过：使用低密度的表面材料；使用管状转向盘；选用低密度的铸铝或复合材料等措施实现。刚度最大化可以通过：设计多个（最少为3 个）轮辐结构，将不受支撑的方向盘边缘面积最小化，任何情况下，不支撑面积开口不大于180°；加强中间支撑骨架来使其在转向短轴上的局部垂直和扭转变形最小；沿着轮辐尽可能的延长中心轮毂支撑；轮辐采用网状结构；加强轮辐与方向盘盘边的连接等措施来实现。
3.2.2.2 安全气囊的设计策略
对安全气囊的设计可以通过使其等效惯性矩最小化和连接刚度最大化来进行优化，具体措施有：保持安全气囊后端到转向轴前端的距离尽可能的小；使方向盘和安全气囊的总质量尽可能的小；为获取较高的刚度，需注意安全气囊与方向盘之间的连接方式。
3.2.2.3 转向柱管的设计策略
钢管是一种常用的且简单有效的转向柱管材料，其刚度沿转向柱长度方向均匀分布，设计时应尽可能的减少线束开孔和开关孔的数量，并尽可能的减小孔的尺寸。
3.2.3.4 调节机构的设计策略
调节机构包括倾斜机构和转向柱长度方向的伸缩机构。调节结构设计复杂，影响因素较多，但主要的还是要保证锁止机构及其连接支架的刚度。
3.2.3.5 安装支架的设计策略
扭矩承载式转向系统安装支架设计时，除了考虑上、下支架的宽度和它们之间的跨度外，还要注意支架本身的刚度，保证支架与转向柱管的焊接质量。
3.3 转向系统与车身的连接
转向系统通过上、下两个安装点与仪表台横梁连接，并通过仪表台横梁与两侧A 柱、底板、前围的四点连接间接的实现了转向系统与车身的连接。作为车身侧振动输入到转向系统的通道，仪表台横梁与车身的连接刚度对转向系统振动有很重要的影响。此外，一些部件（如仪表板、控制踏板总成等）与仪表台横梁的连接方式也应引起注意，若连接不当会影响仪表台横梁的局部模态，近而影响转向系统振动水平。
4 工程实例
图 5 为某车型转向系统安装状态图。该车型在定置发动机怠速运转工况下转向系统振动水平较差，主观评价无法接受。经分析，发现转向系统安装状态下的一阶固有频率（约27Hz）与发动机点火频率（25.5Hz）接近是其振动明显的主要原因。我们对转向系统本身及其与车身的连接进行了不断的调整后，将其安装状态下的一阶固有频率提高到约37Hz 左右，不仅实现了模态分离，而且也使其振动加速度值大大下降。
图5 某车型转向系统安装状态图
从转向系统自身结构设计及其与车身的连接状况两方面进行分析，发现引起共振问题的主要原因如下：
转向系统自身结构设计的问题有：①方向盘轮辐与中心轮毂和转向盘的连接刚度较差；②转向系统上、下部安装支架结构设计不合理，导致其刚度较低。
转向系统与车身的连接问题：①转向系统与仪表台横梁连接刚度不足；②仪表台横梁与左、右A 柱连接刚度不足；③仪表台横梁与底板连接结构的刚度不足，且结构力学设计不合理；④仪表台横梁与前围板金连接刚度不足；⑤脚踏板总成与仪表台横梁的连接支架刚度不足。
我们按照方案实施由易到难的过程分四个步骤来进行调整、验证，具体如下：第一步：提高仪表台横梁与左、右两侧A 柱的连接刚度，如图6；调整仪表台横梁与底板连接支架的形式，提高支架连接刚度，简化力的传递路径，如图7、图8 所示。
图 6 提高仪表台横梁与两侧A 柱的连接刚度
图 7 原状态仪表台横梁与底板连接结构简图及力的传递途径
图8 修改后的仪表台横梁与底板连接结构简图及力的传递途径
第二步：在第一步调整的基础上，提高转向柱上下两个安装支架的刚度，如图9、图10、图11 所示。
图10 提高转向柱上安装支架刚度
图 11 提高转向柱下安装支架刚度
第三步：在第二步调整的基础上，在不过多的增加方向盘质量的前提下，提高方向盘轮辐与中心轮毂和转向盘的连接刚度，如图12 所示。
图 12 提高方向盘轮辐与中心轮毂和转向盘的连接刚度
第四步：在第三步调整的基础上，在转向柱与仪表台横梁之间增加一个安装点，同时提高仪表台横梁与前围板金连接结构的Z 向刚度、提高脚踏板总成与仪表台横梁的连接支架的刚度，如图13、图14、图15 所示。
图13 转向柱与仪表台横梁之间增加一个安装点
图 14 仪表台横梁与前围板金连接结构Z 向刚度提高
图15 控制踏板与仪表台横梁连接支架刚度提高
我们对原状态下的，以及分别实施以上四个调整步骤后的转向系统怠速振动水平、转向系统一阶模态频率都进行了客观测量和对比，如表1、图16 所示。表 1 转向系统怠速振动水平
  
图16 转向系统一阶模态频率对比
由表 1、图16 数据对比可以看出，经过对对转向系统本身及其与车身的连接进行了不断的调整、优化后，不仅其一阶模态频率明显提高，实现了与激励频率的模态分离，而且其怠速振动水平明显下降，取得了较好的效果。
5 其他解决转向系统怠速振动问题的方法
除了模态分离外，在转向系统上加装合适频率的质量减振器也可以解决其怠速振动问题。通常是将质量减振器安装于结构的最大变形出来把共振频率下的振动峰值调谐为两个低峰值。但是仪表台内部空间有限，质量减振器的安装是个问题，此外，大部分质量减振器的阻尼材料都使用橡胶，橡胶特性对周围温度的变化比较敏感，而且质量减振器的制造偏差也难以控制。
6 结束语
本篇从NVH 试验开发的角度出发，以某车型开发过程中对转向系统怠速振动问题调教的工程实例为例，分析了影响转向系统安装状态下的一阶固有频率与发动机点火激励频率实现模态分离的因素，以期能够给汽车设计工程师、NVH 开发工程师提供参考。
随着 CAE 模拟分析技术的不断成熟，越来越多的工作可以通过计算机模拟分析来完成，这样可以大大的缩短产品开发的成本和时间周期，但是对产品进行实际的试验分析工作仍是必不可少的环节，必须将CAE 分析和试验验证有机的结合起来才能达到事半功倍。
参考文献
[1]庞剑，谌刚,何华.《汽车噪声与振动-理论与应用》，北京理工大学出版社。
[2]（比利时）沃德·海伦，斯蒂芬·拉门兹，波尔·萨斯原著.《模态分析理论与试验》，北京理工大学出版社，2001.06。
[3]（日）小林明著.《汽车振动学》，机械工业出版社，1981。
[4]田冠男，杨晋，谢然，徐有忠.《面向汽车转向系统NVH 性能的分析与设计流程》.计算机辅助工程2006 年第21 期。
[5]LMS 国际公司北京代表处.Test.lab 6A 软件操作培训手册，2006。
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