SCI论文（www.lunwensci.com）
摘要： 针对某型客车在沥青高速路面 80 ~90 km/h 区间行驶时出现的方向盘抖动问题， 通过 LMS 数采设备采集问题工况方向盘 、发 动机和 4 个车轮轴头的振动试验数据， 以及激励源分析， 确认为该车速区间轮胎 13 ~ 15 Hz 的 2 阶不平衡激励引起。通过 LMS 软件 的工况传递路径分析 OTPA (Operational Transfer Path Analysis) 试验方法， 明确后轮— 悬架为主要激励振动传递贡献路径。分别采 用跌落法悬架模态测试和方向盘模态测试， 模态识别结果发现后悬架的异步模态频率位于轮胎 2 阶不平衡激励源频率的耦合区， 存 在通过后悬架被动端车身这条路径放大激励源振动风险， 为该类型客车高速行驶下方向盘抖动问题的诊断和分析优化提供了指导。
关键词： 方向盘抖动,工况传递路径分析,悬架模态,方向盘模态
Test Diagnosis and Analysis of Steering Wheel Jitter for a Bus at High Speed
Xu Chuankang1. Chen Debing2. Huang Yi2. Gao Yinan2. Xia Xiaojun2
( 1.Ministry of Industry and Information Technology Equipment Industry Development Center，Beijing 100846.China;
2.China Merchants Testing Certification Vehicle Technology Research Institute Co.，Ltd.，，Chongqing 400074.China ) Abstract：Aiming at the problem of steering wheel jitter of a certain type of passenger car when driving on the 80 ~ 90 km/h asphalt high-speed pavement，the vibration test data of the steering wheel，engine and four wheel axle heads under the problem condition were collected by LMS data acquisition equipment，and the analysis of the excitation source confirmed that it was caused by the second-order unbalanced excitation of the tires in the speed range of 13 ~ 15 Hz.Through the OTPA(Operational Transfer Path Analysis ) test method of LMS software，it was clear that the rear wheel suspension was the main excitation vibration transmission contribution Path.The drop method suspension modal test and steering wheel modal test were used respectively.The modal identification results show that the asynchronous modal frequency of the rear suspension is located in the coupling zone of the frequency of the second order unbalanced excitation source of the tire，and there is a risk of amplifying the vibration of the excitation source through the path of the passive end body of the rear suspension，which provides guidance for the diagnosis，analysis and optimization of the steering wheel jitter problem of this type of passenger car when driving at high speed.
Key words：steering wheel jitter;OTPA;suspension mode;steering wheel mode
0 引言
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 问题现象分析
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 )22AKC22)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。
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。
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：
ftyre = 2πr
3.6N (1)
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 传递路径试验诊断分析
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：
T = (XT X) -1 ×( XT Y) = G-XX(1) ×GXY (3)
式中： G- 1XX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：
X = U ∑ VT (4)
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：
~ -1 T = V ∑ UT Y (5)~
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。
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。
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。
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。
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。
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。
3 结束语
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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