李春風，劉 偉，唐 偉

(1.湖北航天技術研究院特種車輛技術中心，武漢 430040;2.二炮駐孝感地區(qū)軍事代表室，孝感 432100)

汽車在行駛過程中，轉(zhuǎn)向車輪有時會發(fā)生繞其主銷作周期性角振動的現(xiàn)象稱為前輪擺振.前輪擺振的時間過長，會增加駕駛員的操縱負擔，使駕駛員的注意力及操作的準確性降低，影響汽車的運行安全.此外前輪擺振還增加了行駛阻力、加劇了輪胎的磨損、降低了零件的使用壽命.

關于汽車前輪擺振的研究最早在20世紀20年代由法國開展，之后世界各國圍繞汽車前輪擺振進行了大量的研究，取得了一些理論和成果，人們發(fā)現(xiàn)了許多影響擺振的因素，并成功地解決了很多車輛的擺振問題.但由于影響汽車擺振的原因非常復雜，迄今為止，還無法用一個完整的數(shù)學模型加以精確描述，尤其對于多軸重型越野車更是如此.因此，想要在新車型設計初期對擺振作出控制和預測，目前的技術水平還很難實現(xiàn).

目前，國內(nèi)外生產(chǎn)的大量民用車輛，如轎車、客車、貨車等車型，在使用一段時間后，都發(fā)生了前輪擺振現(xiàn)象.但針對兩軸車輛的擺振研究比較多，而對于多軸重型越野車，在國內(nèi)還未系統(tǒng)地從理論上進行分析研究.因此，只能通過大量試驗來研究多軸重型越野車前輪擺振，找到防止擺振的措施.本文基于對汽車前輪擺振相關影響因素的分析和測試，通過對多軸越野車擺振特性測試研究，確定造成車輛擺振的影響因素，通過系統(tǒng)分析和樣車試驗，找到了解決多軸重型越野車前輪擺振問題的有效措施，從而提高多軸重型越野車高速行駛的操縱穩(wěn)定性、舒適性和安全性.

1 汽車擺振規(guī)律和原因分析

1.1 汽車前輪擺振的規(guī)律

汽車前輪擺振分為受迫振動和自激振動.

車輪-轉(zhuǎn)向系統(tǒng)被周期性擾動后，如車輪動態(tài)不平衡的激勵，便在擾動力持續(xù)作用下作受迫振動.當激振力頻率與系統(tǒng)固有頻率一致時發(fā)生共振，它的特征是擺振頻率與車輪旋轉(zhuǎn)頻率一致.受迫振動發(fā)生的車速范圍較窄，當車速離開共振范圍后，擺振現(xiàn)象將自行消失.

自激振動的主要特點是，車輪-轉(zhuǎn)向系統(tǒng)沒有受到外界周期性擾動力作用，而是受到偶然激勵.系統(tǒng)一旦受到偶然激勵，產(chǎn)生初始偏轉(zhuǎn)，然后借助于系統(tǒng)自身的振動，將振動能量轉(zhuǎn)換成交變的周期性振動.轉(zhuǎn)向輪自激振動能否發(fā)生，取決于系統(tǒng)的阻尼特征.如果系統(tǒng)內(nèi)阻尼足夠大，整個系統(tǒng)呈現(xiàn)“正阻尼”，轉(zhuǎn)向輪不發(fā)生自激擺振;反之，轉(zhuǎn)向輪便會產(chǎn)生自激型擺振.自激振動一般在低速時發(fā)生，且發(fā)生的車速范圍較寬.

1.2 汽車前輪擺振的原因

汽車是由多剛體、柔體的子系統(tǒng)組成的復雜動力學系統(tǒng)，車輪-轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是其中之一，轉(zhuǎn)向輪擺振是一個受多因素、多變量作用的綜合結(jié)果.國內(nèi)外研究者對轉(zhuǎn)向輪擺振作了大量的研究工作，發(fā)現(xiàn)影響車輛擺振的因素主要有輪胎的特性參數(shù)、轉(zhuǎn)向輪定位參數(shù)、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的剛度和阻尼，等等.

1.2.1 輪胎的特性參數(shù)和轉(zhuǎn)向輪定位參數(shù)

研究發(fā)現(xiàn)，輪胎的特性和定位參數(shù)對前輪擺振的影響非常復雜.輪胎的特性包括氣壓、負荷、側(cè)向剛度、側(cè)偏剛度，等等，其對前輪擺振的影響見表1.

表1 輪胎的特性和定位參數(shù)對前輪擺振的影響[1]

轉(zhuǎn)向輪定位參數(shù)包括主銷內(nèi)傾角、主銷后傾角、車輪外傾角和前束，各參數(shù)對前輪擺振的影響見表2.

表2 前輪定位參數(shù)對擺振的影響[2]

1.2.2 轉(zhuǎn)向車輪的動態(tài)不平衡

若轉(zhuǎn)向車輪未經(jīng)良好的動平衡測試，那么，當車輪旋轉(zhuǎn)時，不平衡量便產(chǎn)生離心力，離心力隨車輪旋轉(zhuǎn)對前輪-轉(zhuǎn)向系統(tǒng)產(chǎn)生一周期性的激振力.前輪-轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在該周期力的激勵下發(fā)生受迫振動，其振動頻率與車輪的旋轉(zhuǎn)頻率一致.車輪的動態(tài)不平衡是前輪-轉(zhuǎn)向系統(tǒng)發(fā)生受迫型擺振的最主要原因，嚴格控制車輪的動態(tài)不平衡量，可消除其對前輪擺振的影響.

1.2.3 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)剛度和阻尼

研究表明，適當增加轉(zhuǎn)向梯形機構的剛度，能夠降低車輛擺振峰值，但不影響擺振車速.對于不能通過改變結(jié)構參數(shù)來改善擺振的車輛而言，加裝轉(zhuǎn)向減振器是十分有效的解決措施.

1.2.4 駕駛室懸置的剛度和阻尼

駕駛室懸置的剛度和阻尼對擺振沒有直接的影響，但若其與懸架系統(tǒng)的剛度和阻尼匹配不合適時，將產(chǎn)生共振現(xiàn)象.前輪發(fā)生擺振后，會使擺振效應放大.

2 重型越野車擺振特性研究

測試重型越野車擺振時加速度和位移的傳遞關系，轉(zhuǎn)向輪繞主銷擺動的角度、角速度、角加速度，駕駛室乘員的疲勞工效降低界限.根據(jù)測試結(jié)果找出越野車擺振的影響因素.

試驗采用三軸越野車進行，分空載和滿載時擺振測試及不擺振測試，試驗時共測試11個點的振動加速度 (包括垂直振動和側(cè)向振動)，2個轉(zhuǎn)向車輪轉(zhuǎn)角，測點具體布置見表3.

表3 測點具體布置情況

2.1 空載測試

2.1.1 擺振時振動特性測試結(jié)果

在未對越野車進行任何調(diào)整的情況下，在良好瀝青路面分別以30 km/h、40 km/h、45 km/h、50 km/h、55 km/h、60 km/h、65 km/h、70 km/h、75 km/h的速度勻速行駛時，記錄各測點的振動加速度均方根值、一橋左右車輪擺角.試驗中，各速度段的記錄時間不小于30 s，截止頻率50 Hz.試驗中，速度大約65 km/h時，人體感覺到越野車產(chǎn)生擺振現(xiàn)象，駛離該速度后，擺振停止.

2.1.2 不擺振時振動特性測試結(jié)果

調(diào)整越野車轉(zhuǎn)向桿系球頭間隙、轉(zhuǎn)向節(jié)主銷擰緊力矩，增大轉(zhuǎn)向系統(tǒng)阻尼，使之在試驗速度范圍內(nèi)不發(fā)生擺振，重新試驗時試驗車速從20 km/h起，以10 km/h為間距，逐漸增加車速直至75 km/h時，駕駛室均未發(fā)生擺振現(xiàn)象.調(diào)整后記錄各測點的振動加速度均方根值、一橋左右車輪擺角.

2.2 滿載測試

按空載測試試驗流程，重新測試滿載狀態(tài)時的擺振與不擺振的振動特性.

2.3 試驗結(jié)果分析

2.3.1 擺振發(fā)生時的前輪擺角

空載試驗中，在車速達65 km/h左右時人體感覺到擺動現(xiàn)象，此時，一橋左輪的擺動幅值為1.92°，一橋右輪的擺動幅值為1.6°.在其它車速時，人體未感覺到擺振現(xiàn)象，此時，一橋左右車輪的擺動幅值基本均小于1°.

滿載試驗時，在車速達70 km/h、75 km/h左右時人體均感覺到擺動現(xiàn)象，此時，一橋左右車輪的擺動幅值為1.92°左右.

根據(jù)上述試驗結(jié)果可以認為:前輪擺角幅值大于1°時，乘員才感覺到擺振現(xiàn)象，因此，可將前輪擺角幅值不大于1°作為擺振是否發(fā)生的定量指標.

2.3.2 擺振發(fā)生時車輛的振動情況

比較試驗越野車擺振發(fā)生時車架、駕駛室前后支撐、駕駛室懸置處各點的振動加速度可見:在試驗越野車未調(diào)整情況下，在空載時65 km/h處、滿載時70 km/h和75 km/h速度處，乘員感覺到明顯的擺振，此時各點的振動加速度相對于擺振未發(fā)生時顯著增加，并出現(xiàn)峰值，如圖1～圖4所示.

圖1 空載未調(diào)整時底盤不同位置垂直振動情況

圖2 空載未調(diào)整時底盤不同位置側(cè)向振動情況

圖3 滿載未調(diào)整時底盤不同位置側(cè)向振動情況

圖4 滿載未調(diào)整時底盤不同位置垂直振動情況

試驗越野車經(jīng)過調(diào)整后，在整個試驗速度區(qū)間乘員感覺不到明顯的擺振.調(diào)整前空載越野車在速度65 km/h時發(fā)生擺振，其垂向加速度均方根值較在60 km/h時增加約188%，側(cè)向加速度均方根值增加約180%;調(diào)整后，垂向加速度均方根值增加約45.9%，側(cè)向加速度均方根值增加約24.2%，在試驗速度范圍內(nèi)未出現(xiàn)峰值，如圖5～圖8所示.可見，擺振發(fā)生時，越野車駕駛室的振動環(huán)境迅速惡化;擺振消除后，振動環(huán)境得到明顯改善.

圖5 空載調(diào)整后底盤不同位置垂直振動情況

圖6 空載調(diào)整后底盤不同位置側(cè)向振動情況

圖7 空載調(diào)整前后駕駛室右后懸置垂直振動情況

圖8 空載調(diào)整前后駕駛室右后懸置側(cè)向振動情況

2.3.3 振動在越野車各部位的傳遞特性

比較擺振發(fā)生時駕駛室前后支撐和駕駛室前后懸置處的加速度值可以看到，駕駛室懸置對來自車架的振動衰減作用很小.因此，駕駛室懸置對擺振的抑制作用很小.

2.3.4 載荷對擺振的影響

比較空載和滿載擺振發(fā)生時前輪擺角 (見圖9)和側(cè)向振動加速度 (見圖10)可以看到，載荷增加后，發(fā)生擺振的特征車速稍微提高.這主要是由于載荷增加，使前輪輪荷加大，車輪繞主銷轉(zhuǎn)動的附加力矩增加，增加了車輪轉(zhuǎn)動阻尼，從而在一定程度滯后了發(fā)生擺振的速度.由于試驗越野車的擺振屬于受迫振動，其振動頻率與振源頻率一致，當擺振發(fā)生時，車輪擺角和擺動頻率與載荷無關.

圖9 在空載與滿載狀態(tài)下，底盤未調(diào)整時一橋左側(cè)車輪擺角對比

圖10 在空載與滿載狀態(tài)下，底盤未調(diào)整時駕駛室右側(cè)懸置的側(cè)向加速度對比

2.3.5 試驗越野車擺振的主要原因

不論是空載還是滿載，當越野車擺振發(fā)生時，所測試的轉(zhuǎn)向輪擺振頻率均為4 Hz左右，此時車速在65～75 km/h之間，車輪的旋轉(zhuǎn)頻率為3.96～4.56 Hz，試驗越野車的擺振頻率與車輪旋轉(zhuǎn)頻率基本一致，擺振屬于受迫振動.

在調(diào)小轉(zhuǎn)向拉桿球銷球頭間隙 (相當于增大轉(zhuǎn)向系統(tǒng)阻尼)后，車輛側(cè)向和垂向振動都明顯減小，乘員基本感覺不到擺振現(xiàn)象，說明增加轉(zhuǎn)向桿系阻尼，可有效抑制擺振的發(fā)生.

2.4 測試結(jié)論

1)越野車擺振屬于受迫振動，在一定車速時開始出現(xiàn)擺振現(xiàn)象.

2)擺振主要來自于前輪擺角，當前輪擺角幅值大于1°時，乘員才感覺到明顯的擺振現(xiàn)象.當越野車擺振時，駕駛室振動環(huán)境迅速惡化;當駛離擺振的車速區(qū)間后，振動迅速減小.

3)越野車的擺振屬于受迫振動，擺振的主要原因是轉(zhuǎn)向系統(tǒng)阻尼較小;

4)駕駛室懸置基本對擺振沒有抑制作用;

5)載荷大小不影響擺振的強度，但可以改變擺振發(fā)生的速度點.

3 解決方案

3.1 解決方法

根據(jù)試驗測試結(jié)論，越野車擺振屬于受迫振動，擺振的主要原因是轉(zhuǎn)向系統(tǒng)阻尼較小，如果采取增加轉(zhuǎn)向桿系球頭的擰緊力矩，加大轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的阻尼，那么能有效抑制轉(zhuǎn)向擺振現(xiàn)象，但加劇了轉(zhuǎn)向桿系的磨損，影響了越野車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的使用壽命.

經(jīng)調(diào)研，如圖11所示，采用阻尼止推軸承替代原轉(zhuǎn)向節(jié)中的普通推力軸承，能夠抑制轉(zhuǎn)向車輪發(fā)生擺振現(xiàn)象.阻尼止推軸承是“整體式滑動軸承”，因其摩擦副是用特制材料制成的，且其接觸面積是一很大直徑的球面，所以能有效地吸收沖擊能，且具有耐磨性好、自身潤滑優(yōu)異等特性.阻尼止推軸承的承載能力是普通推力軸承的2.5倍，抗沖擊強度是普通推力軸承的3倍以上.其中摩擦副之一的阻尼環(huán)具有“強阻尼”特性，在共振區(qū)附近，阻尼對振動系統(tǒng)動特性影響最大，放大系數(shù)隨著阻尼的增加而變小.阻尼另一重要作用，就是改變強迫振動和激振力間的相位角.由于具有大阻尼，對前輪所產(chǎn)生的振動，在轉(zhuǎn)向節(jié)處即被有效的“強阻尼”阻尼并吸收.因此，阻尼止推軸承可以有效抑制擺振時產(chǎn)生的高頻振動.

圖11 轉(zhuǎn)向車輪換裝阻尼軸承前后的狀態(tài)對比

3.2 驗證試驗

3.2.1 三軸車試驗驗證

在轉(zhuǎn)向車輪上安裝阻尼止推軸承，并進行1萬多公里的行駛試驗，行駛路面包括良好路面、山區(qū)公路、越野路面、凸凹不平路，等等.具體試驗情況為:試驗越野車分別在60 km/h、65 km/h、70 km/h和75 km/h左右車速下行駛，檢查越野車無擺振現(xiàn)象，駕駛員亦無擺振感.

3.2.2 五軸車試驗驗證

3.2.2.1 對比試驗

1)轉(zhuǎn)向車輪未安裝阻尼止推軸承.在試驗過程中，車輛從50 km/h的速度開始逐漸提高直至70 km/h.當速度為50 km時，駕駛室成員感覺不到擺振;當速度達約60 km/h時，開始擺振，乘員感覺明顯的左右搖晃;駛離該速度后，擺動停止.試驗中記錄了50 km/h(不擺振)與60 km/h(擺振)時的車輪轉(zhuǎn)角數(shù)據(jù)，見表4.

2)轉(zhuǎn)向車輪安裝阻尼止推軸承后.在試驗過程中，車輛從50 km/h的速度開始逐漸提高直至70 km/h，駕駛室成員感覺不到擺振.試驗中記錄了60 km/h(擺振)時的車輪轉(zhuǎn)角數(shù)據(jù)，見表4.

由表4可見，車輪轉(zhuǎn)向節(jié)安裝阻尼止推軸承后，有效抑制了轉(zhuǎn)向輪擺振現(xiàn)象.

表4 車輪轉(zhuǎn)角測試數(shù)據(jù)

3.2.2.2 轉(zhuǎn)向輕便性

越野車轉(zhuǎn)向車輪安裝阻尼止推軸承后，進行了轉(zhuǎn)向輕便性測試，測得操縱力矩只有8 Nm.說明轉(zhuǎn)向車輪阻尼止推軸承對轉(zhuǎn)向輕便性無任何影響.

3.2.2.3 轉(zhuǎn)向回正性能

越野車轉(zhuǎn)向車輪安裝阻尼止推軸承后，進行轉(zhuǎn)向回正性能測試，無影響.

3.2.3 拆檢分析

從阻尼止推軸承 (見圖12)檢測結(jié)果看，外殼邊緣與止推環(huán)的高度差減小了0.05～0.1 mm.表明在10 000 km行駛過程中，阻尼止推軸承有了一定的磨損，阻尼環(huán)約磨損0.05～0.1 mm，但阻尼軸承的使用效果仍然顯著，在各種路面、車速條件下，從未出現(xiàn)擺振.

圖12 阻尼止推軸承

阻尼止推軸承在重型越野車上的使用壽命是:極限磨損不大于1 mm，使用里程不大于20萬公里.

3.3 試驗結(jié)論

從試驗結(jié)果看，轉(zhuǎn)向車輪安裝阻尼止推軸承后，對越野車轉(zhuǎn)向輕便性無影響，對轉(zhuǎn)向回正性能基本無影響，證明阻尼止推軸承非常有效地解決了越野車擺振問題.

4 結(jié)論

在對多軸重型越野車擺振的規(guī)律和原因分析的基礎上，通過對越野車各部位振動情況的測試，發(fā)現(xiàn)該型多軸重型越野車擺振屬于受迫振動，發(fā)生擺振的主要原因是轉(zhuǎn)向系統(tǒng)阻尼較小.最終通過在轉(zhuǎn)向車輪上安裝阻尼軸承的方法，非常有效地解決了越野車擺振問題.該解決方法成本低廉，而且對車輛轉(zhuǎn)向輕便性、回正性能基本無影響，可在國內(nèi)外多軸重型越野車上推廣應用，具有較高的應用價值.

采用換裝阻尼止推軸承解決車輛擺振的方法，主要是通過高頻振動時軸承的阻尼作用抑制車輛擺振，并沒有從根本上消除.后續(xù)需建立準確的車輛擺振模型，開展相關理論研究，以求從根本上解決多軸重型越野汽車轉(zhuǎn)向輪擺振的問題.

[1] 劉 青，郭孔輝.基于輪胎側(cè)偏頻率響應的汽車擺振分析 [J].中國機械工程，1999，(2):18-21.

[2] 李 勝，林 逸.汽車轉(zhuǎn)向輪擺振研究 [J].汽車技術，2004，(11):16-19.