传递路径分析法在方向盘振动分析中的应用

叶松奎

（厦门金龙联合汽车工业有限公司，福建厦门　361023）



传递路径分析法在方向盘振动分析中的应用

叶松奎

（厦门金龙联合汽车工业有限公司，福建厦门361023）

摘要：基于HyperWorks的NVHD模块，建立客车整车的NVH分析模型，通过动力学方法计算发动机怠速激励，通过整车有限元模型进行方向盘振动的频率响应分析。应用传递路径分析法，识别影响方向盘振动的关键传递路径，为制定合理有效的减振方案提供指导方向。优化后方向盘的振动加速度峰值由0.61 m/s2减小至0.38 m/s2，效果显著。

关键词：传递路径分析；方向盘；振动；怠速激励

鉴于某型客车在开发过程中，由发动机怠速引起的方向盘振动较为剧烈的问题，严重影响了客户对该车的评价，本文提出传递路径分析法在解决该类问题中的应用。为模拟实际工况，首先根据发动机动力学计算发动机怠速激励，然后进行频率响应分析，最后应用传递路径分析法对方向盘的振动问题进行诊断分析，从而确定具体原因，进行有针对性的改进。

1　方向盘振动传递路径及发动机激励分析

1.1方向盘振动传递路径分析

汽车振动噪声的各种诊断分析方法中，传递路径分析（TPA，Transfer Path Analysis）是一种可将试验测试数据与仿真分析相结合地分析车内噪声振动的有效方法[1-2]。应用TPA技术可以得到被测系统的详细信息，在国外汽车工业中已成为一个标准的噪声振动问题的诊断分析方法。它能够识别出噪声振动传递的主要路径和次要路径，因此，对汽车NVH问题的改善更具有针对性。

传递路径分析的核心思想是将机械振动系统简化成“激励源——路径——响应点”[3]的分析模型，从而研究系统的传递特性。通过改变激励源、传递路径或者响应点三者中的一个或某几个因素都可以达到改善振动问题的目的。

为有效降低振动，对各传递路径进行预测和分析，通常采用矢量叠加的方法[4-5]。因此，传递路径分析法也称为矢量叠加法。传递路径分析的目的是计算从激励源到响应点的每条传递路径的矢量贡献。不同贡献的矢量叠加，由于相位不同，有相互加强的，也有相互削弱的，最终的响应是矢量相干叠加的结果。传递路径分析的意义在于寻找关键传递路径，识别路径上主要零部件的作用，并通过改变它们的性能参数来解决特定的噪声振动问题。

发动机激励通过不同的路径，经过衰减后传递到方向盘。将激励力分成x、y、z三个方向的分量（下面分别用k=1，2，3表示），每个分量又对应着n条特定的传递路径，那么，该激励力分量和对应的某个传递路径就产生方向盘的一个响应分量。以加速度a作为系统响应，那么，该加速度分量可以表示为式中：ank是加速度分量；Hnk（ω）是传递函数；Fnk（ω）是激励力频谱。

转向系统受发动机激励产生的加速度响应a可表示为

1.2发动机激励分析

怠速工况下，整车振动的主要激励表现为曲柄连杆机构旋转运动产生的往复惯性力和惯性力矩，以及由往复惯性力和气体爆炸压力产生的倾覆力矩[7-8]。研究表明[9-12]，对于直列四缸柴油发动机，二次和四次的往复惯性力Fz、二次和四次的惯性力矩My、二次和四次往复惯性力及气体爆发压力产生的倾覆力矩Mx是发动机怠速时的主要激励源。

1）往复惯性力的计算。根据动力学公式，二次及四次往复惯性激励力Fz表达式：式中：A2=λ+1/4 λ3+15/128 λ5，A4=1/4 λ3+3/16 λ5；A2、A4分别为二次、四次往复惯性激励力关于曲柄连杆比的系数；mj为活塞组质量，包括活塞、活塞环、活塞销以及由双质量系统代换得到的连杆小头的质量；r为曲柄半径；ω为曲柄角速度；λ为曲柄连杆比。

2）惯性力矩的计算。式中：Fz为往复惯性力；ey为发动机质心与第2、3缸中间位置的水平距离。

3）倾覆力矩Mx的计算。式中：Mxm为由往复惯性力产生的倾覆力矩；Mxg为由气体爆发压力产生的倾覆力矩；系数A2、A4的计算公式同式（3）；a2、a4、φ2、φ4分别为由气体爆发压力产生的倾覆力矩的傅里叶级数展开式二次、四次项的幅值和相位角；Mx为作用在活塞上的平均气体力矩。

通过计算某型客车直列四缸四冲程柴油发动机怠速时的发动机激励，其惯性力、惯性力矩及总倾覆力矩的幅频特性及相频特性曲线分别如图1、图2及图3所示。

图1　发动机怠速往复惯性力

图3　发动机怠速总倾覆力矩

2　方向盘振动仿真分析及优化

在试验领域，运用传统TPA方法进行噪声振动的控制与研究时，需要拆卸发动机等主动系统，过程较为繁琐复杂且载荷的识别和获取较为困难，是制约传统TPA法在试验上应用的主要因素。然而在仿真领域，应用HyperWorks最新开发的NVHD模块进行振动噪声分析时，采用Auto TPA法[6]，过程简单明了，是进行振动噪声问题诊断与控制的一种有效方法。

2.1仿真计算及验证

1.2节中计算出的发动机激励经4个悬置、传动轴及排气系统吊挂传递至车身，由车身传递至转向系统安装支架，再由转向系统安装支架传递至转向系统管柱，最后经转向系统管柱传递至方向盘，有限元模型见图4和图5。因此，方向盘振动的仿真分析，在发动机的曲轴中心输入以幅值和相位表示的正弦载荷激励，通过频率响应分析方法计算转向方向盘管柱中心末端点的加速度响应，以此评价方向盘的振动水平。

图4　转向系统有限元模型

图5　整车有限元模型

为验证仿真计算结果的正确性，对方向盘振动进行了测试。测试结果与仿真计算结果的对比见图7和表1，都取转向系统管柱中心的加速度进行比较。

图6　方向盘振动加速度测试

图7　管柱中心振动加速度测试与仿真对比

表1　试验测试与仿真分析结果对比

从表1可以看出，仿真与测试的加速度峰值误差较大。主要是由于CAE的局限性，某些材料性能、部分系统模型及计算工况都难以准确模拟，从而导致仿真分析与试验测试结果存在较大误差，甚至很难直接进行对标。因此，仿真分析与试验测试的误差控制在20%以内是可以接受的。

测试结果显示，Y向加速度在1阶存在峰值，这是因为发动机工作时，存在不均匀燃烧，使得点火相位相差360°的两个缸与其余两缸之间存在微小的力矩差所造成的。但是由于很难获取发动机实际工作时每个汽缸的p-φ图，即难以获得每个汽缸燃烧时产生的准确激励，因此，仿真分析很难考虑这种因燃烧不均匀产生的激励对噪声振动的影响。

2.2基于NVHD的TPA分析

主观评价[13]认为，方向盘的怠速振动偏大，不满足要求。从测试结果可以看出，方向盘X向的振动加速度峰值0.51 m/s2大于预先设定的目标值（0.4 m/s2），需对X向的加速度响应进行优化。从TPA理论可知，进行TPA分析时可以从原点动刚度、振动传递函数及悬置动刚度等多个因素对振动的影响进行系统分析。

利用NVHD进行Auto TPA分析时，要先创建Control Volume，基于Control Volume创建的PFPATH可以自动地创建传递路径，然后计算机可以直接计算路径上的载荷、传递函数以及接附点的导纳。怠速工况TPA分析的Control Volume如图8所示，发动机激励经发动机悬置、排气吊挂及传动轴等共18条路径传递至车身。

图8　传递路径示意图（Control Volume）

2.3 TPA分析后处理

怠速不开空调时，方向盘管柱中心的X向加速度频谱如图9所示。从图中可以看出，合成加速度（传递路径矢量叠加方法计算所得）与直接计算所得加速度的相频特性曲线及幅频特性曲线都吻合得较好，说明振动传递路径的选择没有遗漏。

图9　管柱中心X向加速度

图10　为各传递路径的贡献量，从图中可以看出，贡献量排名前三的传递路径分别是左后悬置Y、Z向及右后悬置Y向。

图11为传递路径矢量叠加，可以看出左后悬置Z向及右后悬置Y向的响应分量与总响应的向量夹角小于90°；而左后悬置Y向的响应分量与总响应的向量夹角大约是90°。因此，减小前两条路径的贡献量对减小方向盘振动的效果较为明显。

图11　矢量叠加分析

图12　路径载荷

2.4优化分析

综上所述，为减小方向盘的振动，需要对后悬置的刚度及被动侧悬置支架到转向系统管柱中心的传递函数进行优化设计。悬置优化时，在满足发动机刚体模态解耦及悬置对发动机限位功能的前提下，适当地减小悬置刚度，以降低传递至车身的载荷。减小悬置刚度，对提高悬置系统的隔振率、降低发动机的侧倾模态频率均有好处。传递函数优化时，结合模态贡献量，主要对转向系统的支架结构进行优化，保证模态频率与发动机怠速2阶激励避开。优化分析结果如图13所示，仿真计算X向的振动加速度峰值由原来的0.61 m/s2减小至0.38 m/s2，满足目标值要求（小于0.4 m/s2），同时Y及Z向的振动加速度峰值也得到不同程度的减小，成功降低了怠速时方向盘的振动水平。

图13　优化分析结果

3　结束语

1）计算发动机怠速激励参数，为进行方向盘振动分析提供基础。对于直列四缸四冲程柴油发动机，怠速时最主要的激励是二阶往复惯性力及二阶、四阶倾覆力矩。

2）传递路径分析是一种快速有效的NVH问题诊断方法。借助该方法能够快速准确地识别影响振动噪声的主要传递路径，为解决汽车NVH问题提供指导方向和依据。基于TPA方法进行优化后，怠速时方向盘管柱中心X向的振动加速度峰值由原来的0.61 m/s2减小至0.38 m/s2，效果显著。

参考文献：

[1] H.Van der Auweraer，P.Mas.Dom，A.Vecchio.Transfer Path Analysis in the Critical Path of Vehicle Refinement; The Role of Fast，Hybrid and Operational Path Analysis [C].SAE：2007-01-2352.

[2]赵彤航.基于传递路径分析的汽车车内噪声识别与控制[D].长春：吉林大学，2008.

[3]庞剑，谌刚，何华.汽车噪声与振动：理论与应用[M].北京：北京理工大学出版社，2006.

[4]刘东明，项党，罗清，等.传递路径分析在车内噪声与振动研究与分析中的应用[J].噪声与振动控制，2007（4）：73-77.

[5]李克强，米仓贞雄.汽车车内噪声因素的矢量合成分析法及应用[J].汽车工程，1995，17（6）：347-353.

[6]Altair Engineering Inc.HyperWorks User's Guide，2013.

[7]Manfred Mitschke，Henning Wallentowitz.汽车动力学[M].陈荫三，余强，译.北京：清华大学出版社，2009.

[8]王祺.内燃机轴系扭振振动[M].大连：大连理工大学出版社，1992.

[9]李振远，黄俊杰，刘文彬，等.基于发动机激励的客车振动分析[J].湖北汽车工业学院学报，2010，24（3）：18-24.

[10]袁爽，杨啟梁，胡溧，等.发动机激励下客车车身怠速振动仿真研究[J].武汉科技大学学报，2015，38（1）：35-40.级电容寿命的影响，得出以下重要结论：

1）在相同电压下，在电容的工作温度范围内，电容温度每升高10℃，寿命减半。

2）电容在相同温度下，随着电压的降低，电压对电容寿命的影响度逐渐减小。

3）保持电容的温度一致，不同的电流大小对电容寿命的影响可以忽略。

根据这三个因素对电容寿命的影响度，电容在使用过程中，在满足功率需求的前提下，电容保持在相对较低的温度和低电压条件下，则可以适当地延长电容寿命。

[1]陈英放，李媛媛，邓梅根.超级电容器的原理及应用[J].电子元件与材料，2008（4）：6-9.

[2]许检红，王然，陈经坤，等.超级电容器在电动汽车上应用的研究进展[J].电池工业，2008，13（5）：344-348.

[3]李玉鹏，周时国，杜颖颖.超级电容器及其在新能源汽车中的应用[J].客车技术与研究，2014，36（2）：41-44.

[4]李相哲，苏芳，林道勇.电动汽车动力电源系统[M].北京：化学工业出版社，2011.

[5]张炳力，赵韩，张翔，等.超级电容在混合动力电动汽车中的应用[J].汽车研究与开发，2003（5）：48-50.

[6]吴勇，于叶飞，吴孟强，等.超级电容器在汽车上的应用[J].客车技术与研究，2008，30（1）：10-12.

[7]QC/T741-2006，车用超级电容器[S].

[8]孟祥峰，孙逢春，林程，等.动力电池循环寿命预测方法研究[J].电源技术，2009，33（11）：955-958.

修改稿日期：2015-09-14

[11]黎辉，周瑞平.柴油机轴系扭转振动简谐系数计算方法研究[J].江苏船舶，2007，24（2）：11-13.

[12]吴春华，姚建明.配制简化示功图计算柴油机简谐系数[J].上海汽车，2010（6）：39-42.

[13]卢晓莉，刘晓晴.客车NVH主观评价方法的初步探讨[J].客车技术与研究，2008，30（5）：19-22.

修改稿日期：2015-09-21

Application of Transfer Path Analysis Method to Steering Wheel Vibration Analysis

Ye Songkui
（Xiamen King Long United Automotive Industry Co., Ltd, Xiamen 361023, China）

Abstract：The coach NVH model is established based on HyperWorks NVHD module. The engine idle excitation is calculated according to dynamics theory, thereby the vibration frequency response of steering wheel is analyzed through vehicle FEM. In order towork out an effective scheme which guides toreduce vibration, transfer path analysis (TPA) is utilized to identify the key transfer pathof steering wheel vibration. After optimization, the acceleration peak ofsteeringwheel is reduced from0.61 m/s2to0.38m/s2. The effect is significant.

Key words:transfer path analysis；steeringwheel；vibration；idle excitation

中图分类号：U463.46

文献标志码：B

文章编号：1006-3331（2016）01-0043-04

个人简介：叶松奎（1984-），男，工程师；主要从事汽车噪声振动控制相关研究工作。