汽車制動引起轉向盤抖動問題分析

劉 明，彭 鋒，丁良奇，潘 筱Liu Ming，Peng Feng，Ding Liangqi，Pan Xiao

汽車制動引起轉向盤抖動問題分析

劉 明，彭 鋒，丁良奇，潘 筱
Liu Ming，Peng Feng，Ding Liangqi，Pan Xiao

（北京汽車股份有限公司汽車研究院，北京 100176）

采用模態分析方法得到汽車制動引起轉向盤抖動的原因是前懸架系統模態；通過改變控制臂后襯套剛度可改變懸架系統模態。試驗結果表明：增加下擺臂后襯套剛度可改變懸架系統模態，有效縮短振動頻域，降低轉向盤抖動幅度。

轉向盤抖動；模態分析；襯套剛度

0 引 言

制動引起的踏板、車體振動及轉向盤抖動發生的根源是機加工中制動盤厚度變化不均勻[1]，這類振動或抖動稱為冷抖動（Cold Judder）。制動盤圓周方向厚度不均勻會引起制動摩擦力矩周期性變化，導致轉向盤抖動，是機械結構中由激勵源、振動傳遞器和振動放大輸出等環節組成的機械振動系統。由于制造精度不足引起制動盤圓周方向厚度尺寸不一致，這在汽車界是一大難題；另外，用戶長期使用中頻繁制動產生的制動摩擦力矩及不同的制動強度等因素，也會引起制動盤局部磨損，從而加劇制動盤沿著圓周方向的厚度尺寸變化不均勻。以上原因導致制動過程中制動盤與摩擦片之間的制動摩擦力產生周期性變化[2]，周期性變化的制動力矩作為一種外部激勵傳遞給懸架系統、轉向系統及車身結構系統，當制動力矩的變化頻率與懸架系統、轉向系統、輪端等結構模態頻率相同時，會發生共振。由于采用的懸架結構、輪端結構及轉向系統結構不同，駕駛員對制動引起的轉向盤振動主觀感受也會不同[3]。針對轉向盤抖動問題，國內學者通過抖動現象描述、試驗研究和定性分析進行研究。

在某SUV開發過程的路試階段，在75～95 km/h車速下制動時，車輛發生抖動，轉向盤抖動嚴重，制動踏板和車身地板輕微抖動。

1 制動抖動發生機理

制動抖動發生的主要原因是制動力矩波動導致地面制動縱向力波動[4]，引起前輪擺振，該振動通過轉向系統及懸架擺臂襯套分別傳遞給轉向盤及前副車架，再由副車架放大后傳遞給轉向盤、車身，引起轉向盤抖動、車身地板抖動。

根據以上分析及故障車型的具體結構，得出制動抖動的傳遞路徑，如圖1所示。

圖1 制動抖動傳遞路徑原理圖

根據圖1并結合整車路試測試，分析該振動問題的傳遞途徑，分辨共振部件，計算共振頻率，結合整車結構布置，進行改進驗證。

2 共振源模態分析

2.1 激勵源頻率分析

若制動盤的圓周內厚度不均勻現象出現1～2次，則汽車行駛時，隨著車輪旋轉1圈，會產生1～2次激勵[5]。輪胎每秒鐘轉動的圈數為

式中：為故障車車速，km/h；為輪胎滾動半徑，mm。當為75～95 km/h，輪胎滾動半徑為330 mm時，輪胎轉動圈數為10.0 ～12.7圈/s，計算得出制動盤與摩擦片產生的激勵頻率分別為10.0～12.7 Hz和20～26 Hz。若該故障車懸架、轉向及輪邊等部件固有頻率正好處于該范圍內，則會引起共振。

2.2 麥弗遜前懸架模態分析

該車前懸架采用麥弗遜懸架，模態分析結果見表1。

表1 前麥弗遜懸架系統模態分析 Hz

由表1可知，前懸架系統的縱向模態頻率為24.9 Hz，處于該車在75～95 km/h（對應車速為93 km/h）下的激勵頻率范圍20～26 Hz，會引起共振，導致車體、制動踏板及轉向盤抖動。

2.3 輪邊制動部件模態分析

帶轉向節的前輪制動部件包括前轉向節、制動卡鉗、制動盤及摩擦片。模態分析結果見表2。

表2 輪邊制動部件模態分析 Hz

表2中自由模態是結構自身的固有模態，工作模態是用于工程時施加邊界約束后的實際結構模態。帶轉向節的前輪制動部件的模態頻率，不在75～95 km/h制動時的激勵頻率范圍內，避免了系統共振發生。.

2.4 轉向系統模態分析

通過HyperWorks軟件對該車轉向系統的模態分析得到，前后方向振動頻率是51.9 Hz，左右方向振動頻率是68 Hz。轉向系統模態頻率均不在75～95 km/h制動時的激勵頻率范圍內，避免了系統共振發生。

3 整車道路試驗研究

為了測試制動力矩從輪邊到轉向盤的具體傳遞過程，在良好的瀝青路面上進行制動抖動再現試驗，實車不同部位安裝15個同步信號加速度傳感器（3個方向）。加速點測點布置見表3。

表3 傳感器測試布置

通過以上測點可以實時測試各個環節振動加速度幅值。

3.1 試驗改進方案

對前懸架系統模態進行研究，隨著控制臂后襯套剛度增加，前懸架模態隨之改變。橡膠襯套剛度與懸架固有模態之間的關系見表4。

表4 橡膠襯套剛度與懸架系統模態關系

增加控制臂后襯套剛度，可提升懸架系統模態頻率，可將模態頻率移出制動抖動車速下的激勵頻率范圍。結合式（1）計算的故障車激勵頻率，將控制臂后襯套徑向剛度相比原剛度增加200%作為最終的改進方案，見表5。

表5 控制臂后襯套剛度改進 N/mm

3.2 改進方案的主觀評價結果

對故障車分別進行原車狀態及改進方案試驗，制動引起轉向盤抖動的主觀評價見表6。

表6 主觀評價結果

從表6評價結果可知，采用改進方案后，在50～70 km/h速度段，轉向盤抖動幅度比原車降低，改善明顯；在70～90 km/h速度段，制動抖動幅值變小，改善明顯。

3.3 改進方案的客觀評價結果

對原車及改進方案分別進行80 km/h速度下制動，并進行轉向盤抖動測試。測試部位如圖2所示，測試結果如圖3所示。

圖2 轉向盤抖動測試傳感器安裝

圖3 50～80 km/h制動時轉向盤抖動

由圖3得到以下結論：（1）以80 km/h初速度制動時，原車轉向盤抖動幅值最大為0.64，改進方案轉向盤抖動幅值最大為0.58，降低近10%；（2）改進方案在50～72 km/h階段轉向盤抖動迅速下降，原車在50～70 km/h階段轉向盤抖動幅值呈現上升趨勢；因此，在50～70 km/h車速范圍內，改進方案轉向盤抖動較原車有明顯改善，同主觀評價結果一致。

4 結 論

（1）制動引起轉向盤抖動的共振源是前懸架系統，通過改變控制臂后襯套剛度可改變懸架系統模態；

（2）試驗結果表明：增加下擺臂后襯套剛度可改變懸架系統模態，有效縮短振動頻率，降低轉向盤抖動幅值。

[1]ABDELHAMID M K . Brake Judder Analysis Using Transfer Functions[J].SAE Technical Paper 973018, 1997.https://doi.org/10.4271/973018.

[2]MEYER R. Brake Judder - Analysis of the Excitation and Transmission Mechanism Within the Coupled System Brake, Chassis and Steering System[J].SAE Technical Paper 2005-01-3916, 2005.https://doi.org/10.4271/ 2005-01-3916.

[3]SINGH A, LUKIANOV G. Simulation Process to Investigate Suspension Sensitivity to Brake Judder[J].SAE Technical Paper 2007-01- 0590, 2007. https://doi.org/10.4271/2007-01-0590.

[4]張立軍,寧國寶,尹東曉,等.制動力矩波動引起轉向盤抖動的傳遞途徑試驗研究[J]. 振動與沖擊，2006（2）：70-75，185.

[5]孫延偉，潘筱，胡松峰.制動抖動傳遞路徑試驗研究[J].拖拉機與農用運輸車，2015，42（3）：23-25.

2020-12-02

U463.46

A

10.14175/j.issn.1002-4581.2021.01.008

1002-4581（2021）01-0037-04