隨著汽車的普及，消費者越來越重視汽車的品質(zhì)和安全,，方向盤擺振是樣車開發(fā)階段常見的振動問題,，甚至影響駕駛員的舒適性和行車安全。

解決方向盤振動問題主要有以下幾種途徑：控制激勵源,；優(yōu)化振動傳遞路徑,，提高傳遞路徑的隔振能力；降低響應(yīng),，優(yōu)化轉(zhuǎn)向系統(tǒng)振動特性等,。

造成方向盤擺振的激勵源主要是車輪的非均勻性,，包括質(zhì)量不平衡、剛度不均勻和尺寸偏差等,。整車廠解決方向盤擺振時采取的措施涉及到車輪系統(tǒng)（調(diào)整輪胎動平衡,、調(diào)整車輪偏心等）、懸架系統(tǒng)（調(diào)整懸架下擺臂后襯套的剛度等）和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)（加強(qiáng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)安裝襯套,、安裝支架的剛度等）,。可見影響方向盤擺振的因素較多,，各因素對于不同車的擺振影響各不相同,，需根據(jù)實車情況分析。

本文針對某款SUV 試制樣車在高速行駛時的方向盤擺振問題,，通過Benchmark方法結(jié)合試驗測試確定擺振頻率和振動量級,，提出評價擺振問題的客觀測試指標(biāo)和指標(biāo)限值，明確激勵源和傳遞路徑,。采用靈敏度分析方法快速識別對問題車擺振有較大影響的動力學(xué)參數(shù),，提出整改方案，并借助CAE 方法驗證了整改方案的有效性和可行性,。最終在實車上進(jìn)行驗證,，取得了較好的效果。

1.1 方向盤擺振現(xiàn)象

方向盤擺振是樣車開發(fā)階段常見的影響車輛駕駛舒適性的現(xiàn)象,，具體表現(xiàn)為車輛在平直路面高速行駛時，達(dá)到某一特定車速（一般在100km/h 以上）,，方向盤的周向連續(xù)振動現(xiàn)象,。

在對某SUV 試制樣車進(jìn)行主觀評價時，發(fā)現(xiàn)其在平直路面以110km/h 行駛時,，方向盤出現(xiàn)明顯擺振現(xiàn)象,，車速升高或降低，擺振現(xiàn)象消失,。

1.2 擺振現(xiàn)象Benchmark 分析

應(yīng)用Benchmark方法,，選取兩輛擺振輕微的標(biāo)桿車與問題車進(jìn)行對比主觀評價和客觀測試，選取合適的評價指標(biāo)并確定擺振問題整改目標(biāo)限值,。

評價及測試工況：110km/h 平直路面直線行駛,。測試指標(biāo)選擇方向盤12 點鐘位置的周向（整車y向）振動加速度（見圖1）。對試驗數(shù)據(jù)進(jìn)行幅頻特性分析,，見圖2~5 和表1,，問題車方向盤12 點鐘位置的周向振動加速度幅值在12.5Hz處存在明顯峰值，x向和z向振動無明顯峰值,，標(biāo)桿車1 在11.3Hz 處存在峰值,，標(biāo)桿車2 在13Hz處存在峰值。峰值越大,，主觀評價顯示擺振越明顯,。選定方向盤12 點鐘位置周向12.5Hz 的振動幅值作為擺振客觀評價指標(biāo)，參考標(biāo)桿車2,，將整改目標(biāo)限值設(shè)定為0.085g,。

由于車輪總成各個元件制造的公差可能造成質(zhì)量不平衡,、剛度不均勻和尺寸偏差等不均勻性,。車輪旋轉(zhuǎn)時質(zhì)量不平衡引起的動不平衡在車輪上產(chǎn)生一個旋轉(zhuǎn)的力矩，表現(xiàn)翻轉(zhuǎn)力矩和回正力矩,。輪胎徑向剛度沿著圓周的不均勻,，輪轂的尺寸偏差，都會導(dǎo)致車輪滾動時在車軸處產(chǎn)生垂向激勵,。

上述激勵[10]的頻率均以輪胎滾動頻率為基頻（圖6）,，故車輪不均勻性激勵頻率的近似計算公式如下[2]：

式中，f 為車輪不均勻產(chǎn)生的激勵頻率,，V 為車輛行駛車速（km/h）,，R 為輪胎滾動半徑（m），N 為激勵的階次,。經(jīng)估算,，問題車在110km/h 行駛時，其車輪的一階激勵頻率約為12.8Hz（該車輪胎型號為265/65 R17,，滾動半徑約為0.38m）,，與擺振頻率（12.5Hz）吻合，故推斷車輪不均勻性一階激勵是造成方向盤擺振的主要激勵源,。車輪不均勻性難以避免,，有必要對擺振傳遞路徑的隔振性能進(jìn)行優(yōu)化，降低擺振對車輪不均勻性的敏感程度,。

分析該車前懸架結(jié)構(gòu)（見圖7）,，懸架型式為雙橫臂式獨立懸架，上,、下擺臂通過橡膠襯套與車架連接,，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)為齒輪齒條式液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)通過橡膠襯套與車架連接,?？赡艿膫鬟f路徑為：車輪一階激勵經(jīng)轉(zhuǎn)向節(jié)，傳遞到轉(zhuǎn)向拉桿,，再傳遞到轉(zhuǎn)向系統(tǒng)及方向盤,。

為確定擺振傳遞路徑,，在轉(zhuǎn)向節(jié)、轉(zhuǎn)向拉桿處布置加速度傳感器（圖8）,，測量其振動加速度,，并進(jìn)行幅頻特性分析。結(jié)果顯示（圖9~10,，x向-綠色,，y向-紅色，z向-藍(lán)色）,，轉(zhuǎn)向節(jié)處和轉(zhuǎn)向拉桿處的各向振動加速度在12.5Hz 處均存在明顯峰值,，峰值頻率與方向盤擺振一致，故擺振傳遞路徑分析正確,。

擺振振動傳遞路徑如圖10 所示,，車輪不均勻性產(chǎn)生的一階激勵通過轉(zhuǎn)向節(jié)傳遞至轉(zhuǎn)向拉桿，再經(jīng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)傳遞至方向盤,。

為找出傳遞路徑上對擺振影響較大的動力學(xué)參數(shù),，使用CAE 分析模型對傳遞路徑中的各個參數(shù)進(jìn)行靈敏度分析。靈敏度是系統(tǒng)的動態(tài)性能受參數(shù)變異影響的屬性,，關(guān)于參數(shù)變化如何影響系統(tǒng)的性能對于系統(tǒng)的改進(jìn)設(shè)計有著重要的意義,。

3.1 CAE 模型有效性驗證

使用Adams/Car 搭建整車動力學(xué)分析模型，首先驗證模型的有效性,，包括懸架系統(tǒng)性能,、整車穩(wěn)態(tài)響應(yīng)和瞬態(tài)響應(yīng)等。模型仿真結(jié)果（紅色實線）與試驗結(jié)果（藍(lán)色虛線）對比如圖12,、13 所示,。

CAE 模型能夠較好的模擬實車性能，可用于擺振仿真分析,。通過在模型中添加輪胎動不平衡質(zhì)量實現(xiàn)方向盤擺振分析,。分析工況為平直路面加速行駛，車速從70~120km/h,，測量方向盤12 點位置的y向振動加速度,。

結(jié)果如圖14、15 所示,，可見在車速達(dá)到約100km/h 時,，方向盤有較明顯的擺振，峰值頻率約為13Hz,，幅值約為0.27g,，與試驗結(jié)果一致性較好，故CAE 模型可用于擺振問題分析,。

3.2 靈敏度分析

使用Adams/Insight 進(jìn)行靈敏度分析,，分析工況為100km/h 勻速直線行駛,，考察方向盤12 點位置的y向振動加速度。選取傳遞路徑中共22 個動力學(xué)參數(shù)（表2）作為靈敏度因素進(jìn)行分析,。其中上擺臂安裝襯套和下擺臂前安裝襯套的徑向平動剛度沿軸向均勻分布,，故其剛度參數(shù)靈敏度因素4 個，而下擺臂后襯套和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)安裝襯套整車y 向的徑向平動剛度相對較小,，故其剛度參數(shù)有6 個。

靈敏度分析結(jié)果評價指標(biāo)見表3,，R2為相關(guān)系數(shù)的平方,，介于0~1 之間，此指標(biāo)越大則擬合效果越好,，R2adj 是對R2的修正,，消除了不相關(guān)因素的影響，R2adj 與R2 越接近,，則所選因素中沒有不相關(guān)因素[12],。R2：0.994，R2adj：0.989,，均很接近1,，說明因素與響應(yīng)（方向盤擺振加速度峰值）的擬合效果較好。

靈敏度系數(shù)較高的參數(shù)依次是轉(zhuǎn)向系統(tǒng)齒條摩擦力,、方向盤轉(zhuǎn)動慣量和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)安裝襯套y向（整車y向）剛度,，下擺臂后襯套x向（整車y向）剛度也有一定影響。

借助CAE 手段對靈敏度系數(shù)較高的結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行有效性和可行性驗證,。依次驗證靈敏度系數(shù)較高的結(jié)構(gòu)參數(shù)對擺振的影響,。分析工況為100km/h 勻速直線行駛，考察方向盤12 點位置的y向振動加速度,。驗證結(jié)果見圖18,，圖中的曲線依次是

其中，加大摩擦力效果最明顯,，加大方向盤轉(zhuǎn)動慣量和降低轉(zhuǎn)向系統(tǒng)安裝襯套y向剛度也有較明顯的效果,，降低下擺臂后襯套徑向剛度的效果不明顯。將效果較明顯的三個措施疊加后,，擺振幅值降低約65%,，效果明顯,。

上述措施可能對車輛轉(zhuǎn)向性能，尤其是高速回正性能產(chǎn)生影響,，為驗證可行性,，通過仿真分析考察車輛轉(zhuǎn)向性能變化，仿真工況參考GB/T6323-2014《汽車操縱穩(wěn)定性試驗方法》中的高速轉(zhuǎn)向回正試驗方法,。結(jié)果見圖19 和表5,，紅色實線為初始狀態(tài)仿真結(jié)果，藍(lán)色虛線為施加措施f 之后新狀態(tài)的仿真結(jié)果,。

應(yīng)用方案f 后,，問題車穩(wěn)定時間降低，橫擺角速度超調(diào)降低,，橫擺自然頻率降低,，相對阻尼系數(shù)增大，橫擺殘留增大,，橫擺角速度總方差增大,。將方案f 應(yīng)用在試制樣車上，主觀評價顯示高速回正性能并無明顯下降,。且該車方向盤擺振幅值減小至0.08g（圖20）,，振動加速度幅值降低76%，達(dá)到擺振整改目標(biāo)限值,，主觀評價擺振輕微難以察覺,。

（1）在解決樣車開發(fā)過程中的振動問題時,，Benchmark方法結(jié)合試驗測試手段是快速明確振動問題的有效手段,。本文應(yīng)用此方法快速識別了問題車方向盤擺振的激勵源和振動傳遞路徑。主要激勵源是車輪不均勻性產(chǎn)生的一階激勵,，振動傳遞路徑是由輪胎經(jīng)轉(zhuǎn)向節(jié)依次傳遞至轉(zhuǎn)向拉桿,、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)和方向盤。

（2）靈敏度分析方法結(jié)合CAE 分析能夠快速識別對系統(tǒng)動態(tài)性能影響較大的因素,。運(yùn)用靈敏度分析方法快速識別了懸架,、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)對擺振有較大影響的動力學(xué)參數(shù)，提出了增大齒條摩擦力,、增大方向盤轉(zhuǎn)動慣量和降低轉(zhuǎn)向器安裝襯套剛度（整車y向）等優(yōu)化擺振傳遞路徑,、降低轉(zhuǎn)向系統(tǒng)響應(yīng)的優(yōu)化方案。應(yīng)用CAE 分析方法驗證了優(yōu)化方案的可行性和有效性,。實車實施后,，問題車的方向盤擺振問題得到有效改善，擺振幅值降低了76%。