錢友軍，張奇奇，張享享

（1.安徽江淮汽車股份有限公司 技術(shù)中心 合肥 230022；2.武漢理工大學 現(xiàn)代汽車零部件技術(shù)湖北省重點實驗室 武漢 430070；武漢理工大學 汽車零部件技術(shù)湖北省協(xié)同創(chuàng)新中心 武漢430070）

某輕型客車高速時方向盤擺振原因分析及處理

錢友軍1，張奇奇1，張享享2

（1.安徽江淮汽車股份有限公司 技術(shù)中心 合肥 230022；2.武漢理工大學 現(xiàn)代汽車零部件技術(shù)湖北省重點實驗室 武漢 430070；武漢理工大學 汽車零部件技術(shù)湖北省協(xié)同創(chuàng)新中心 武漢430070）

為了消除某輕型客車在高速時產(chǎn)生的方向盤擺振現(xiàn)象，提高車輛的操縱穩(wěn)定性和行駛安全性，本文通過理論分析和試驗驗證的方法對該款輕型客車的方向盤擺振現(xiàn)象的產(chǎn)生機理及其振源進行了分析。試驗和分析的結(jié)果表明高速時方向盤的擺振現(xiàn)象是由車輛前軸各旋轉(zhuǎn)部件動不平衡所引起的，通過控制相關(guān)部件的端面跳動和動不平衡量可以消除或明顯減弱高速時的方向盤擺振問題。

方向盤擺振；端面跳動；動不平衡量

錢友軍

畢業(yè)于武漢汽車工業(yè)大學，現(xiàn)任安徽江淮汽車股份有限公司技術(shù)中心商用車研究院開發(fā)管理部平臺總監(jiān)，研究方向：輕卡平臺產(chǎn)品開發(fā)。

1　引言

汽車在行駛時始終處于振動狀態(tài)，由于路面不平，車速和運動方向的改變，發(fā)動機工作激勵以及車輪和傳動系統(tǒng)的不平衡質(zhì)量，產(chǎn)生整車和局部的強烈振動［1］。方向盤是駕駛員直接操縱汽車的主要器件，汽車在行駛過程中產(chǎn)生的各種振動會經(jīng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)傳到方向盤上，即產(chǎn)生相應的“路感”。有時由于某種原因產(chǎn)生的振動會過于強烈，導致駕駛員有一種抓不住方向盤的感覺（劇烈擺振），進而影響到駕駛員對汽車的正常操控，使汽車的安全性、平穩(wěn)性及舒適性嚴重下降，因此需要將方向盤的擺振水平嚴格控制在一定的范圍內(nèi)。我國對汽車轉(zhuǎn)向輪擺振問題的研究始于上世紀60年代，經(jīng)過對有關(guān)車型的研究，國產(chǎn)汽車的轉(zhuǎn)向輪擺振現(xiàn)象得到了有效的控制［2-3］。

汽車的擺振易發(fā)生在直線行駛時，直線穩(wěn)速行駛距離越長，擺振現(xiàn)象越容易出現(xiàn)［4］。江淮某輕型客車在行駛到100Km/h-120Km/h速度區(qū)間時，方向盤出現(xiàn)劇烈擺振，并整車伴隨有輕微振動，嚴重地影響了駕駛員的操縱穩(wěn)定性。本文將對該問題進行理論影響因素的分析、具體故障的定位與排查以及整車改進驗證，最終達到消除劇烈擺振的目的。

2　擺振影響因素

針對該車型在100km/h-120km/h速度區(qū)間時出現(xiàn)擺振現(xiàn)象進行理論分析有如下幾方面的影響因素：

2.1前輪定位參數(shù)設(shè)計不合理或失常

車輛前輪定位參數(shù)由主銷內(nèi)傾角、主銷后傾角、前輪外傾角及前輪前束四個要素組成，且不同型號的車輛定位參數(shù)也不相同［5］。通過四輪定位使汽車保持穩(wěn)定的直線行駛和轉(zhuǎn)向輕便， 并減少汽車在行駛中輪胎和轉(zhuǎn)向器件的磨損［6］。當車輛前輪參數(shù)不合理或失準時，轉(zhuǎn)向輪的穩(wěn)定效應就會被破壞，出現(xiàn)左右擺動現(xiàn)象，進而發(fā)生方向盤擺振。

2.2振動源的傳遞路徑存在結(jié)構(gòu)強度偏弱問題

在相同的激振力作用下，通過適當提高機械結(jié)構(gòu)的靜剛度來提高其抗振能力。如果振動源的傳遞路徑存在結(jié)構(gòu)偏弱或安裝部件的緊固力不足就會使振幅增大，進而使振動加?。?］。

2.3轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構(gòu)在激勵范圍內(nèi)存在共振

一般來說轉(zhuǎn)向柱的一階固有頻率在30Hz以上，當主要激勵頻率與結(jié)構(gòu)的固有頻率相等或接近時，結(jié)構(gòu)的動剛度顯著下降，響應振幅急劇變大，激起部件強烈振動［8］，即發(fā)生共振。此時可以通過改變共振件的固有頻率來有效地減少部件的振動及噪聲。

2.4車輪、輪轂帶制動盤總成動不平衡量偏大

車輪是由輪胎、輪轂組成的一個整體，但在制造中由于某些原因，這兩部分的質(zhì)量不能保證非常均勻地分布。因此當車輪高速回轉(zhuǎn)時，就會出現(xiàn)不平衡狀態(tài)。由于動不平衡將產(chǎn)生沿車輪半徑方向的離心慣性力Pg，如下圖1所示：

式中：Pg—為慣性力（N），

Mg—為力矩（N·m），

e—為離心力到車輪主銷的距離，

M—為車輪（kg），

V—為車輛行駛速度（m/s），

R—為車輪半徑（m），

t—為行駛時間（s）

此力矩將使車輪繞主銷回轉(zhuǎn)，且是周期性變換的，其頻率 f取決與車速 v ：

式中：v—為車輛行駛速度（ m / s ） ，

s —為行駛時輪胎周長（ m ）。

從上式可以看出， 該激勵頻率隨著車速的增加而增加。當離心慣性力的頻率與轉(zhuǎn)向輪繞主銷振動的固有頻率相近時，就會發(fā)生強烈的擺振。方向盤擺振問題一般發(fā)生在十幾赫茲左右，而人手敏感的頻率一般在8 Hz —16 Hz［9］，因此，方向盤擺振對手臂還是很敏感的。

以上影響因素均有可能造成汽車行駛過程中出現(xiàn)方向盤擺振，接下來就該微型客車在開發(fā)過程中出現(xiàn)的方向盤擺振問題進行排查。

3　故障排查

3.1檢查車輛四輪定位參數(shù)

通過檢查故障車輛的四輪定位參數(shù)發(fā)現(xiàn)，其定位參數(shù)值與設(shè)計值基本保持一致，由此我們可以確定出現(xiàn)的方向盤擺振問題不是由車輪定位參數(shù)所引起。

3.2對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)固定安裝處結(jié)構(gòu)進行CAE分析

通過CAE分析表明，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)固定安裝處的結(jié)構(gòu)強度符合要求且安裝部件的緊固力達到標準范圍，因此振源在傳遞路徑上不存在結(jié)構(gòu)偏弱問題，其不是導致方向盤產(chǎn)生擺振的原因。

3.3故障車輛振動傳遞路徑檢測及頻率分析

對故障車輛進行振動傳遞路徑檢測，在轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的4個點上（a.方向盤12點位置 b.轉(zhuǎn)向機殼體側(cè) c轉(zhuǎn)向橫拉桿球銷固定螺母左端 d 轉(zhuǎn)向橫拉桿球銷固定螺母右端）布置傳感器如圖2所示：

又根據(jù)高速時方向盤的擺振情況，主要考慮Y向（見圖2）的振動情況，對檢測到的信號進行梳理，并對產(chǎn)生方向盤擺振的一定范圍的頻域信號進行分析如圖3所示：

觀察圖3得出：方向盤在10～15Hz、25～35Hz兩頻率范圍內(nèi)振幅較大，轉(zhuǎn)向器在35～45Hz、60～65Hz、100～105Hz范圍內(nèi)振幅出現(xiàn)峰值，左右橫拉桿球頭在整個頻率范圍內(nèi)振幅變化不是很大。且整車方向盤擺振現(xiàn)象發(fā)生時，車速表顯示車速為110km/h（30.6m/s）。車輪規(guī)格為185R15LT-8PR，理論計算出車輪與地面相互作用產(chǎn)生激勵頻率為：

由此可知車輪的一階激勵頻率與轉(zhuǎn)向柱固有頻率相差甚遠，其轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構(gòu)在激勵范圍內(nèi)不存在共振。但車輪的激勵頻率卻又與方向盤振動產(chǎn)生的頻率基本一致，故可以判斷擺振的主要原因是由于前輪旋轉(zhuǎn)部件的動不平衡產(chǎn)生了繞主銷的角振動通過轉(zhuǎn)向系統(tǒng)傳遞到方向盤所致。

由以上分析可以找出故障車輛的原因，下面以國標和行業(yè)執(zhí)行標準為參照對故障車輛進行相關(guān)部件的改進與驗證。

4　整車試驗驗證及改進

4.1動不平衡量計算標準

按照目前我國乘用車的執(zhí)行標準：車輪總成進行動平衡實驗后，其單面剩余動不平衡量不應大于10g。又參照國標GB/T 9234 機械振動恒態(tài)（剛性）轉(zhuǎn)子平衡品質(zhì)的要求，其許用剩余不平衡量的計算公式如下：

平衡品質(zhì)級別的設(shè)定：

參照國標中的等級定義，以及同類產(chǎn)品相關(guān)企業(yè)的執(zhí)行標準，平衡品質(zhì)級別的設(shè)定參見表1：

表1　乘用車、輕型客車在100-120km/h范圍內(nèi)的平衡品質(zhì)列表

對回轉(zhuǎn)體部件用動平衡機進行檢測時，動平衡機顯示的動不平衡量 P 的單位為g，與公式（3）中許用剩余不平衡量的換算如下：

Uper— 許用剩余不平衡量的數(shù)值，單位用克毫米（g·mm）；

R— 回轉(zhuǎn)體的標定半徑，單位（mm）。

針對本車型的參數(shù)情況，按照公式（3）計算輪轂、制動盤總成的動不平衡量，工作轉(zhuǎn)速以110 km/h進行計算，輪胎滾動半徑設(shè)為325 mm，各相關(guān)參數(shù)及計算結(jié)果見表2、表3：

表2　車速在100～120km/h范圍內(nèi)的輪轂動不平衡量

表3　車速在100～120km/h范圍內(nèi)的制動盤總成動不平衡量

如以上計算所示，本車輪轂帶制動盤總成的許用動不平衡量為 Uper≤ 1244+744=1988 （g·mm）。

4.2輪轂帶制動盤總成的動不平衡試驗

將回轉(zhuǎn)體安裝在動平衡機的支撐位置上，使回轉(zhuǎn)體轉(zhuǎn)動。根據(jù)支撐的情況不同，測量支撐處的振動和支反力，然后用分離解算電路計算出回轉(zhuǎn)體的不平衡量，以及找出相對應的位置。再對回轉(zhuǎn)體進行加重或去重處理，直至達到平衡量的要求。

針對本輕型客車進行試驗后，檢查車輪總成單面剩余動不平衡量，發(fā)現(xiàn)其均滿足小于10g的要求。

考慮到儀器誤差，測量10組輪轂制動盤合件的動不平衡量測量進行比較，其結(jié)果如表4、表5所示：

表4　左輪動不平衡量及不平衡點角度列表

表5　右輪動不平衡量及不平衡點角度列表

如表4、表5所示，左、右車輪出現(xiàn)較大動不平衡量的角度區(qū)域都很集中，其中左輪角度主要集中在259 ～ 273°，右輪主要在227 ～ 231°。而且隨著角度的增加其各自動不平衡量的波動變化無規(guī)律可言，左輪動不平衡量主要集中在38.9～40.74g之間、右輪在45.7 ～ 47.17g之間。由于部件供應廠家未對部件進行動不平衡量檢測及相應的去重處理，導致部件的動不平衡量均遠大于許用動不平衡量19g。

4.3整車改進及批量裝車驗證

按照本車輪轂帶制動盤合件的許用動不平衡量19g的要求，對相應部件進行去重處理。然后將此兩盤轂合件裝配到故障車輛中，安裝先前輪胎進行整車驗證，抖動故障消失。因此根據(jù)以上驗證，對影響方向盤高速時擺振的輪轂、制動盤合件和輪胎總成的動平衡重新制定技術(shù)要求。并對市場上的3輛故障車輛，進行安裝動不平衡量滿足要求的輪胎總成和前輪轂合盤總成，有效地消除了高速時方向盤的擺振現(xiàn)象。

統(tǒng)計各月份下線車輛方向盤高速抖動臺數(shù)及其故障率統(tǒng)計如圖4所示，其中從2011年9月開始用整改后的部件進行裝車。

由圖4可以看出，未用整改后部件裝車的月份其下線故障率較高，而從9月份開始用整改后的部件進行裝車后，其9、10兩個月份的下線故障率顯著下降，并保持在一個較低的故障率水平上。對于9、10月份總共出現(xiàn)的5臺故障車輛進行分析，根據(jù)相關(guān)部件檢測結(jié)果，更換標準輪胎或輪轂后道路試驗狀態(tài)良好；為保證方向盤抖動出廠故障率為0，因此生產(chǎn)過程中需要對輪胎、輪轂等來件的品質(zhì)進行嚴厲管控。

5　結(jié)束語

通過以上理論分析和試驗論證，可明確得出該車型高速時方向盤擺振是由輪轂、制動盤總成及輪胎總成的動不平衡量偏大引起的，車輪等旋轉(zhuǎn)部件高速時較大的力矩波動是產(chǎn)生方向盤擺振的振源。本文驗證了對相應部件進行去重處理可以很好地消除方向盤擺振現(xiàn)象的方法，得出通過控制輪轂、制動盤總成的動不平衡量和車輪總成的動不平衡量是控制高速時方向盤擺振的一種經(jīng)濟而又有效的措施。

參考資料：

［1］劉巖 汽車高速振動仿真與試驗研究［J］公路交通科技，2000（3）：21-22.

［2］管迪華 汽車轉(zhuǎn)向輪擺振的仿真計算研究［J］汽車工程，1982（2）：18-19.

［3］.郭孔輝、劉青 輪胎動態(tài)側(cè)偏特性對汽車擺振的影響［J］汽車技術(shù)，1995（4）：36-37.

［4］劉宏飛、許洪國、關(guān)志偉等 半掛汽車列車直線行駛橫向擺振研究［J］汽車技術(shù)，2005，（1）：11-14.

［5］陳家瑞 汽車構(gòu)造.下冊（第五版）［M］北京：人民交通出版社，2005（9）：194-196.

［6］郭孔輝 汽車操縱動力學原理［M］南京：江蘇科學技術(shù)出版社，2011（2）：145-147.

［7］崔華閣、鄭中旭、徐新民 第十屆河南省汽車工程技木研討會［C］，2013.

［8］付懷波、王德成 電動機噪聲的分析及抑制［J］防爆電機，2010：15-17.

［9］余志生 汽車理論（第五版）［M］北京：機械工業(yè)出版社，2009（3）：203-206.

專家推薦

田哲文：

本文在找尋方向盤高速擺振原因方面具有較為重要的應用價值，文章實驗充分分析合理，表述清楚簡潔，參考文獻引用恰當，總體評價為優(yōu)，建議發(fā)表。

Analysis&Processing on Steering Wheel Shimmy of the Light Bus at High Speed

QIAN You-jun1， ZHANG Qi-qi1， ZHANG Xiang-xiang2
（1 Technique Center，Anhui Jianghuai Automobile CO.LTD，Hefei 230022，China； 2 Hubei Key Laboratory of Advanced Technology for Automotive Components，Wuhan University of Technology，Wuhan 430070，China；Hubei Collaborative Innovation Center for Automotive Components Technology，Wuhan University of Technology，Wuhan 430070，China）

In order to eliminate one kind of Steering Wheel Shimmy of the Light Bus at high speed， and improve the steering stability and running safety of a vehicle. This paper analyzes the shimmy’s mechanism and source of vibration through the theoretical analysis method and testing validation method. The results of experiments and analysis indicated that the steering wheel shimmy is generated by great imbalance of circumrotatory components. It can be eliminated or reduced effectively by controlling circumrotatory components’ Surface Flounce and Imbalance of Act.

Steering Wheel Shimmy； Surface Flounce； Imbalance of Act

U469.11

A

1005-2550（2015）03-0048-05

10.3969/j.issn.1005-2550.2015.03.010

2015-01-20