方向盤橡膠懸置隔振技術研究

杜華蓉，李舜酩，程 春，冷 峻,譚延崢

(1.南京航空航天大學 能源與動力學院，南京 210016；2.福田雷沃國際重工股份有限公司,山東 濰坊 261000)

車輛振動和噪聲是評價車輛舒適性的重要指標。路面激勵、發動機激勵、車輪不平衡動態力、傳動系統不平衡動態力以及其他部件相對運動產生的動態作用力直接或間接作用到車身上，從而引起車身振動[1]。方向盤是駕駛員直接接觸的部位，其振動的大小直接影響駕駛的舒適性[2]。拖拉機工作環境惡劣，長時間處于這種環境下會對駕駛員的工作效率和健康產生較大的影響[3]，因此對方向盤振動的研究顯得尤為必要，但目前方向盤振動問題還沒有得到解決。

楊明亮等結合多體動力學方法，對叉車整車進行結構修改，從而降低其基頻及座椅頻率，減小振動[4]。海馬汽車有限公司等通過調整轉向盤和排氣系統的模態頻率，解決了怠速時方向盤的抖動問題，從而提高了產品品質[5]。周冠等將有限元法和HAM法結合，對某微型車轉向系統固有頻率進行優化，有效改善了其振動特性[6]。譙萬成通過改變轉向系統和排氣系統的模態頻率，使怠速時方向盤抖動降低[7]。Yu Jinghong等通過試驗設計過程與仿真分析，分析了制動抖動與轉向系擺振對車輛底盤傳動機構的影響[8]。Wu Xuting等同樣對汽車高速行駛時的方向盤扭振進行了分析，并指出改善方法[9]。Fernholz等對皮帶輪進行了有優化設計以改進助力轉向泵的NVH性能[10]。方向盤減振方法主要采用的是改變方向盤或者整車的結構參數，進而改變方向盤的固有頻率，但是改變方向盤的結構參數可能會影響方向盤的性能，降低方向盤的使用壽命。橡膠懸置不但具有良好的隔振作用，而且不會改變結構的性能，同時它還具有結構緊湊、工藝性好、三向剛度可調以及成本低等優點[11]，因此橡膠懸置可用于方向盤隔振。

1 方向盤振動源識別

1.1 方向盤振動測試實驗分析

1.1.1 方向盤振動響應測試實驗

實驗對象是某型號拖拉機，測試工況為升速工況，測試設備采用LMS公司的Test.Lab數據采集系統。在方向盤上安裝三軸加速度傳感器，具體安裝位置如圖1所示。

圖1 三軸加速度傳感器的安裝位置

其中X表示上下方向，Y表示左右方向，Z表示前后方向。由于方向盤振動頻率主要集中在低頻，所以分析頻率范圍取0～200 Hz，方向盤各方向振動階次圖如圖2所示。

圖2 方向盤振動階次圖

由振動階次圖可得，發動機轉速在中高速時，方向盤左右方向1.5階振動最明顯，振動頻率主要集中在32.51 Hz～40.45 Hz，對應發動機轉速范圍為1 300 r/min～1 590 r/min。

1.1.2 傳遞函數測試試驗

本實驗是用錘擊法測量變速箱與方向盤之間的傳遞函數，測試設備采用LMS公司的Test.Lab數據采集系統。在變速箱側面安裝加速度傳感器，方向盤上的加速度傳感器安裝位置和方向不變。用力錘分別敲擊變速箱體的前后、左右、上下三個方向，每個方向傳遞函數測2次，每次敲擊3次取平均，具體錘擊位置如圖3所示。

圖3 變速箱錘擊位置

利用軟件對實驗數據進行處理，可以得到變速箱至方向盤頻響函數，如圖4所示。

由方向盤頻響函數可得，方向盤左右方向振動靈敏度比較大，尤其是在36 Hz附近振動最明顯，結合振動階次分析和轉向盤頻響函數可以初步判定，

圖4 方向盤頻響函數

頻率在32.51 Hz～40.45 Hz時發動機激勵頻率與方向盤模態頻率接近，從而發生共振。

1.2 理論基礎

方向盤系統振動的物理模型為

其中[M]為質量矩陣，[C]為阻尼矩陣，[K]為剛度矩陣，[F]為激勵力矩陣。整個方向盤結構中的阻尼一般比較小，可以忽略。模態分析是對系統固有特性的分析，則模態模型為

計算模態參數需要將物理坐標轉換為模態坐標，對質量矩陣以及剛度矩陣進行解耦，其模態坐標為

其中q為模態坐標，φ為振型向量。將式(3)代入式(2)，并且同時左乘振型向量的轉置，則式(2)變為

其中 [Mr]=φT[M]φ，[Kr]=φT[K]φ，[Fr]=φT[F]。通過(4)式將多自由度振動系統轉化為多個單自由度進行分析，其模態頻率與單自由度的模態頻率計算方法相同，即

1.3 方向盤模態分析

方向盤模態分析是以整個方向盤系統進行分析[12]，某型號拖拉機的方向盤幾何模型如圖5所示。

圖5 方向盤的幾何模型

將幾何圖形導入Hypermesh軟件中進行網格劃分，并對該有限元網格模型進行材料以及約束條件的設置，將方向盤底部四個螺栓孔處設置為固定連接，最后由ANSYS軟件進行模態計算，計算中取前6階模態，各階模態頻率和振型如表1所示。

由實驗分析可知方向盤在發動機轉速范圍為1 300 r/min～1 590 r/min時動最明顯，激勵頻帶為32.51～40.45 Hz，而方向盤第3階模態頻率(36.8 Hz)正好處于激勵頻帶內，說明實驗結果可靠，方向盤振動是由共振引起的。

表1 方向盤的各階模態頻率和模態振型

通過有限元分析和振動測試實驗分析得到的結果一致，由于發動機激勵頻率與方向盤模態頻率接近，從而導致方向盤共振。

2 方向盤隔振計算與試驗分析

2.1 橡膠懸置的剛度計算

由前面的分析可知，方向盤在32.51 Hz～40.45 Hz頻帶內振動最為明顯，對應于發動機的1.5階激勵頻率，因此得到隔振的起始頻率為；

由線性隔振理論可得系統的共振頻率為

2.1.1 橡膠懸置動剛度計算

懸置動剛度的計算借助ADAMS軟件，將方向盤幾何模型導入到ADAMS軟件中，根據廠商提供的橡膠懸置安裝位置添置四個橡膠懸置，四個懸置點的位置信息如表2所示，其中X表示拖拉機前后方向，Y表示左右方向，Z表示上下方向。

表2 懸置點坐標

橡膠懸置各向剛度相同，采用試湊法確定懸置的最大許可動剛度，保證系統的第6階頻率不大于22.99 Hz，最終確定的單個橡膠的最大動剛度為25 N/mm，懸置總動剛度為100 N/mm。

2.1.2 橡膠懸置靜剛度計算

橡膠懸置的動靜剛度不等，但它們之間存在一定的比值，動靜剛度比一般在1.2～2.5，此處取剛度比為1.4，總動剛度取100 N/mm，則懸置的總靜剛度為71.43 N/mm。

橡膠懸置時受到的方向盤的壓力是156.17 N，根據懸置靜剛度，懸置時的靜壓縮量為2.2 mm，在許可范圍內。

2.2 方向盤橡膠懸置實驗分析

在方向盤基座處安裝4個相同橡膠懸置，其剛度滿足計算得到的橡膠懸置剛度，其他條件保持不變，方向盤橡膠懸置總體結構草圖以及橡膠懸置結構圖如圖6所示。

通過軟件對實驗數據處理，可得方向盤安裝橡膠懸置后的振動階次圖，如圖7所示。

把圖7與圖2對比可看出，方向盤各方向振動都有明顯減小，方向盤各向振動幅值隨轉速變化情況如圖8所示。

從圖8中可以看出：

(1)實施改進方案后，方向盤各向加速度幅值均小于其原狀態下的幅值；

(2)1 100 r/min、1 400 r/min及2 200 r/min附近加速度幅值明顯降低。

圖6 方向盤橡膠懸置

3 結語

(1)當發動機運轉速度達到1 300 r/min～1 500 r/min時，發動機激勵頻率與方向盤固有頻率接近，從而導致方向盤共振。通過方向盤振動響應測試實驗以及傳遞函數測試實驗得到方向盤在頻帶32.51～40.45 Hz振動異常，并且通過有限元計算證明此振動異常是由共振引起的。

圖7 方向盤振動階次圖

圖8 方向盤各方向振動隨轉速變化曲線

(2)方向盤基座安裝橡膠懸置之后隔振效果明顯。對方向盤橡膠懸置前后振動幅值進行對比可以發現，方向盤三個方向的振動明顯減小，尤其是在發動機轉速處于1 100 r/min、1 400 r/min以及2 200 r/min時，加速度振動幅值都減小到原來的1/3。

(3)本文通過在方向盤基座安裝橡膠懸置的方法，對方向盤進行隔振。結果表明在方向盤上安裝橡膠懸置的隔振方法合理，振幅明顯減小，隔振效果明顯。本文研究結果可以為今后方向盤隔振方法的研究提供參考。

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