吳圣 曹林 尹小東

弗迪科技有限公司 廣東省深圳市 518118

1 引言

隨著汽車工業(yè)的迅速發(fā)展，汽車日趨普及化，同時伴隨著人們對汽車的外觀、車內的環(huán)境舒適度、整車性能要求的不斷提高，這就給我們對汽車的研究工作帶來了前所未有的挑戰(zhàn)。異響一直以來是客戶端抱怨的問題之一，也是一直困擾汽車研發(fā)工作人員的一項重大難題，轉向系統(tǒng)異響就是其中之一。根據(jù)開發(fā)經(jīng)驗，轉向系統(tǒng)異響主要表現(xiàn)為5大形式，如表1所示，其中換向異響、壞路振響以及EOT異響成因比較復雜，常見的原因包括蝸輪桿異響、安裝固定點異響、中間軸異響、齒輪齒條異響、電機助力不足產(chǎn)生異響。本文僅針對轉向管柱角度調節(jié)摩擦異響問題進行詳細剖析。

表1 轉向系統(tǒng)異響分類

目前，普通家用汽車轉向管柱一般都帶有方向盤手動或者電動調節(jié)功能，以滿足不同駕駛人員的駕駛舒適性，電動調節(jié)轉向管柱-般出現(xiàn)在較高配置或高檔汽車上面， 手動調節(jié)轉向管柱汽車目前有較大的市場占有率。

對于手動調節(jié)的轉向管柱，角度調節(jié)異響是常見的一個問題，其故障模式有很多種，如手柄抖動異響、凸輪與支架碰撞異響、極限位置撞擊異響等等，本文就針對在開發(fā)過程中出現(xiàn)的手柄抖動異響，通過對異響原因深入分析，從而提出-種解決異響的措施。

2 角度調節(jié)手柄抖動異響機理

圖1是一款四向可調電動助力轉向管柱示意圖，手動松開操作手柄后，便可進行方向盤角度/軸向調節(jié)功能的操作，但如果在設計過程中未能充分規(guī)避，就會出現(xiàn)不同種類的異響聲，大大影響方向盤的調節(jié)品質。

圖1 角度和軸向可調的轉向管柱

想要進一步分析手柄在調節(jié)過程中抖動異響的原因，我們先需要了解轉向管柱的鎖緊機構工作原理。主要由零件3內凸輪、4外凸輪、5操作手柄、6平面滾針軸承、8調節(jié)螺栓、9自鎖螺母和側支架等組成。鎖緊機構按工作狀態(tài)分為鎖止和解鎖兩個工況，鎖止工況由駕駛員調節(jié)手柄，作用在手柄上的扭矩轉化為作用在側支架上的正壓力，支架受夾緊力變形進而作用在2上柱管上，同理，上柱管受力變形，進而與下柱管的抱緊，從而提供潰縮的吸能力。解鎖狀態(tài)則是通過開啟手柄后，側向力完全釋放，各相鄰零件在Y方向沒有相互作用力，此時管柱可沿側支架滑槽進行角度調節(jié)。

圖2 鎖緊機構結構圖

手柄在角度調節(jié)過程中異響是鎖緊機構處于解鎖狀態(tài)下產(chǎn)生的，異響產(chǎn)生的原因往往是間隙控制不合理或者是支架剛度太小等因素引起，鎖緊機構既要能產(chǎn)生足夠的變形提供保持力，同時又要滿足手柄的操作力的規(guī)定，這也是鎖緊機構設計的難點。手柄異響是因為鎖緊機構開啟后軸向預緊力過小，作用在手柄上垂直方向上的摩擦力小于手柄自身的重力，手柄處于松曠的狀態(tài)，當人為進行角度調節(jié)時，內凸輪在支架滑槽內無規(guī)則左右擺動，進而帶動外凸輪和手柄一起做圓周方向的來回震動，并發(fā)出“咯咯”的噪音。

3 鎖緊機構受力數(shù)學模型的建立

下面從手柄開啟和解鎖兩個工況進行計算分析，鎖緊工況，根據(jù)該管柱角度鎖緊保持力的要求不小于500N，手柄鎖緊力30-70N，此時總成受力情況如圖3所示。管柱發(fā)生角度方向位移臨界狀態(tài)時，受力模型簡化為圖3（b），管柱中心軸線方向上，根據(jù)力矩平衡方程可得：

圖3 管柱保持力受力分析

其中L1為手力F作用于旋轉中心的力臂，L2為兩側支架與上柱管間的滑動摩擦力f的力臂，α為f方向與管柱軸線法向所成夾角；

N為單側支架的正壓力；由上式（1）（2）可得：

給定參數(shù)：L1=570.6mm，L2=238.3mm，F(xiàn)=500N， a=17.8°，摩擦因數(shù)μ=0.17——《機械設計手冊》鋼與鋁無潤滑；將參數(shù)帶入上式可得N1=3521N，也就是說滿足此管柱角度保持力的最小夾緊力為3521N。

接下來進一步校核手柄凸輪受力情況，如圖4（a）所示，人為施加的手柄力矩T1與凸輪摩擦力矩T2平衡，即：

圖4 手柄凸輪受力情況

其 中，F(xiàn)=30-70N（手 柄 開 啟 力），S=114.2mm（作用在手柄上的力臂）。凸輪作用在手柄上的反作用力矩：

其中，μ為凸輪間摩擦因數(shù)（有潤滑）N為凸輪正壓力，d1為凸輪接觸面外徑，d2 為 凸輪接觸面內徑，具體參數(shù)值μ=0.1，d1=21.5mm，d2=11mm。

由上式T1=T2，可得N2=（4×F×S）/（μ（d1+d2）），取Fmin=30N，得N2=4217N，由此可見N2>N1，滿足保持力設計要求的前提。手柄受力情況如圖5所示，鎖緊狀態(tài)時，手柄重心A產(chǎn)生的力矩mgL=0. 0768*9.8*0.0513=0.0386Nm<

圖5 手柄受力情況

4 研究方案的確定

當手柄開啟后，內外凸輪間均處于自由狀態(tài)，兩者間無軸向壓力因此相對摩擦力矩為零，即T2=0，此時手柄在重力作用下沿圓周方向運動，直到被內凸輪限位后停止。此時進行方向盤角度調節(jié)，發(fā)出“咯咯”異響聲，仔細觀察可發(fā)現(xiàn)是手柄抖動導致的異響。

從上述分析很容易聯(lián)想到，解決手柄抖動異響實質上就是解決手柄開啟后預緊力的問題，讓開啟后的手柄有足夠的摩擦阻力矩來克服其自身重力，采取在自鎖螺母和平面軸承間增加一個碟形彈簧作為預選方案，理論，上是可以消除手柄抖動的。由上面分析得知，手柄開啟狀態(tài)，重力分力產(chǎn)生的力矩為：M1=m gLcosα=0.0768*9.8*0.0513*cos40°=0.03N.m，開啟狀態(tài)碟形彈簧應當處于預緊狀態(tài)且產(chǎn)生的摩擦力矩大于0.03N.m；彈簧產(chǎn)生的摩擦力矩：

其中，D為碟簧外徑，d為碟簧內徑，如圖6所示：選取無支承面碟簧規(guī)格為D=18.5mm，d=8.2mm，板厚t=0.5mm，單片碟簧載荷公式：

圖6 碟簧外形圖

當f=h0，即碟形彈簧壓平時，上式簡化為：

式中，P—單個彈簧的載荷，N；

Pe—壓平時的碟形彈簧載荷計算值，N；

t—碟簧厚度，mm；

D—碟形彈簧外徑，mm；

f—單片碟形彈簧的變形量，mm；

h—碟形彈簧壓平時變形量的計算值，mm；

E—彈性模量，MPa；

μ—泊松比；

代入?yún)?shù)計算得Pe=312N，M2=0. 28N.m>M1，理論上滿足手柄預緊的條件。

5 過程驗證

先對上述型號碟簧進行拉壓性能驗證，隨機抽取3件碟簧樣件，利用萬能材料試驗機記錄碟簧從自由狀態(tài)到壓平狀態(tài)的力-位移曲線，如圖7（a)所示，壓平狀態(tài)時數(shù)據(jù)整理如圖7（b)，可見3件碟簧的平均彈力為430N左右，高于理論計算值，彈力性能滿足要求。

圖7 （a） 實驗過程

圖7 （b） 碟簧力特性

然后將上述在整車上異響的管柱拆除鎖緊螺母，加裝碟形彈簧在螺母與平面軸承之間，再用數(shù)顯扭矩扳手按上次裝配扭矩將鎖緊螺母裝配完成，開啟手柄，碟簧處于接近壓平狀態(tài)，產(chǎn)生的摩擦阻力矩使手柄處于預緊狀態(tài)，解決了手柄開啟后松曠無力問題，再次手握方向盤進行角度調節(jié)，手柄抖動異響聲消失。

6 結語

本文通過對產(chǎn)品結構分析和摩擦力矩平衡模型的建立，同時通過實際驗證佐證理論分析，解決一例轉向管柱異響問題，希望能夠為工程技術人員提供一些同類型問題解決思路，并對產(chǎn)品結構有更進一步認知和理解。

本文此模型不足之處在于對鎖緊機構尤其是粉末冶金材料有潤滑情況下，摩擦系數(shù)選取不夠精確，還有零件之間裝配間隙問題考慮得不夠充分，對模型準確程度有一定的影響，后續(xù)的研究工作中將進一步分析，上述影響因素，使模型更準確化，使分析結果更切合實際。