某輕型客車高速時方向盤擺振原因分析及處理

錢友軍，張奇奇，張享享

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

為了消除某輕型客車在高速時產生的方向盤擺振現象，提高車輛的操縱穩定性和行駛安全性，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象的產生機理及其振源進行了分析。試驗和分析的結果表明高速時方向盤的擺振現象是由車輛前軸各旋轉部件動不平衡所引起的，通過控制相關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

畢業于武漢汽車工業大學，現任安徽江淮汽車股份有限公司技術中心商用車研究院開發管理部平臺總監，研究方向：輕卡平臺產品開發。

1　引言

汽車在行駛時始終處于振動狀態，由于路面不平，車速和運動方向的改變，發動機工作激勵以及車輪和傳動系統的不平衡質量，產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生的各種振動會經轉向系統傳到方向盤上，即產生相應的“路感”。有時由于某種原因產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。我國對汽車轉向輪擺振問題的研究始于上世紀60年代，經過對有關車型的研究，國產汽車的轉向輪擺振現象得到了有效的控制［2-3］。

汽車的擺振易發生在直線行駛時，直線穩速行駛距離越長，擺振現象越容易出現［4］。江淮某輕型客車在行駛到100Km/h-120Km/h速度區間時，方向盤出現劇烈擺振，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速度區間時出現擺振現象進行理論分析有如下幾方面的影響因素：

2.1前輪定位參數設計不合理或失常

車輛前輪定位參數由主銷內傾角、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也不相同［5］。通過四輪定位使汽車保持穩定的直線行駛和轉向輕便， 并減少汽車在行駛中輪胎和轉向器件的磨損［6］。當車輛前輪參數不合理或失準時，轉向輪的穩定效應就會被破壞，出現左右擺動現象，進而發生方向盤擺振。

2.2振動源的傳遞路徑存在結構強度偏弱問題

在相同的激振力作用下，通過適當提高機械結構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構偏弱或安裝部件的緊固力不足就會使振幅增大，進而使振動加劇［7］。

2.3轉向系統結構在激勵范圍內存在共振

一般來說轉向柱的一階固有頻率在30Hz以上，當主要激勵頻率與結構的固有頻率相等或接近時，結構的動剛度顯著下降，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，這兩部分的質量不能保證非常均勻地分布。因此當車輪高速回轉時，就會出現不平衡狀態。由于動不平衡將產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，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向輪繞主銷振動的固有頻率相近時，就會發生強烈的擺振。方向盤擺振問題一般發生在十幾赫茲左右，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方向盤擺振，接下來就該微型客車在開發過程中出現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

通過檢查故障車輛的四輪定位參數發現，其定位參數值與設計值基本保持一致，由此我們可以確定出現的方向盤擺振問題不是由車輪定位參數所引起。

3.2對轉向系統固定安裝處結構進行CAE分析

通過CAE分析表明，轉向系統固定安裝處的結構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構偏弱問題，其不是導致方向盤產生擺振的原因。

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，在轉向系統的4個點上（a.方向盤12點位置 b.轉向機殼體側 c轉向橫拉桿球銷固定螺母左端 d 轉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兩頻率范圍內振幅較大，轉向器在35～45Hz、60～65Hz、100～105Hz范圍內振幅出現峰值，左右橫拉桿球頭在整個頻率范圍內振幅變化不是很大。且整車方向盤擺振現象發生時，車速表顯示車速為110km/h（30.6m/s）。車輪規格為185R15LT-8PR，理論計算出車輪與地面相互作用產生激勵頻率為：

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

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

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（剛性）轉子平衡品質的要求，其許用剩余不平衡量的計算公式如下：

平衡品質級別的設定：

參照國標中的等級定義，以及同類產品相關企業的執行標準，平衡品質級別的設定參見表1：

表1　乘用車、輕型客車在100-120km/h范圍內的平衡品質列表

對回轉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值，單位用克毫米（g·mm）；

R— 回轉體的標定半徑，單位（mm）。

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

表2　車速在100～120km/h范圍內的輪轂動不平衡量

表3　車速在100～120km/h范圍內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

將回轉體安裝在動平衡機的支撐位置上，使回轉體轉動。根據支撐的情況不同，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體的不平衡量，以及找出相對應的位置。再對回轉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，發現其均滿足小于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、右車輪出現較大動不平衡量的角度區域都很集中，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象。

統計各月份下線車輛方向盤高速抖動臺數及其故障率統計如圖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月份總共出現的5臺故障車輛進行分析，根據相關部件檢測結果，更換標準輪胎或輪轂后道路試驗狀態良好；為保證方向盤抖動出廠故障率為0，因此生產過程中需要對輪胎、輪轂等來件的品質進行嚴厲管控。

5　結束語

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，車輪等旋轉部件高速時較大的力矩波動是產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 輪胎動態側偏特性對汽車擺振的影響［J］汽車技術，1995（4）：36-37.

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

［5］陳家瑞 汽車構造.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，建議發表。

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