交叉型乘用车方向盘摆振分析
摘要：某配置麦弗逊前独立悬架和齿轮齿条转向器的交叉型乘用车在试制阶段出现方向盘摆振现象，且每台车出现问题时的车速和摆振程度不一。分析轮胎残余动不平衡量、转向悬架系统传递路径结构和特性、麦弗逊前悬架后摆臂后衬套动态性能、转向器安装衬套结构形式和刚度、齿侧间隙大小等因素对方向盘摆振的影响。结果表明，轮胎残余动不平衡量引起的周期变化的激振力和力偶矩是方向盘摆振源头，悬架转向系统的几何参数是影响摆振的重要因素，车辆摆振传递路径的振动传函在摆振频率范围内均出现峰值，方向盘旋转模态频率在摆振频率范围内，摆臂后衬套刚度阻尼不足及转向器安装刚度过大加剧方向盘的摆振，齿侧间隙影响齿条振动的阻尼，适当减小齿侧间隙、增大阻尼有利于降低摆振。关键词：振动与波；传递路径；转向系统；悬架衬套；方向盘模态；方向盘摆振汽车方向盘摆振问题一直是业界未完全解决的问题，张永利等[1]认为改善方向盘的摆振需要控制四轮定位参数、轮胎制动盘的动平衡、轮胎的侧向刚度等。谭万军等[2]分析认为控制轮胎动平衡参数、优化传动轴万向节、提高传递路径的隔振性能、优化转向系统固有频率使之与激励频率解耦能有效降低摆振。贾小利等[3]开展了方向盘摆振对影响因素的灵敏度分析，结果表明前摆臂后衬套刚度、前摆臂前衬套刚度、副车架后衬套刚度是影响摆振的敏感因子。刘向等[4]综述了车轮摆振的现象特征和分类，从结构组成和系统参数2 个方面对车轮摆振的影响因素和影响规律进行了论述，对车轮摆振的工程解决方法进行了整理和归纳。钱友军等[5]论述了动不平衡量对轻型客车摆振的影响。方向盘摆振问题是一个涉及到多个系统结构和参数、与系统结构参数设计及生产制造偏差都有关系的一个系统性问题，其发生虽有一定规律，但纯粹的理论分析或者模拟仿真都不能解决实际生产过程中遇到的所有问题，需要具体问题具体分析，因此本文根据某交叉型乘用车具体结构参数和实际发生的问题，分析了该车型方向盘摆振产生的源和传递路径及摆振影响因素，提出了评价方法标准和具体问题解决处理流程。某中置后驱交叉型乘用车（VAN）在试制阶段多台车在中高速行驶时出现方向盘摆振现象，且出现车速和摆振程度不一，有的车在70 km/h 以上时出现摆振，有的车在100 km/h 以上时才出现摆振，有的车是在某车速下摆振最严重，有的车则是摆振程度随车速增高而增大，有的车是轻微摆振，有的车是中等摆振，有的车是严重摆振。出现摆振的车辆轮胎型号，转向器结构型号、安装方式、助力方式等都不同，转向传动机构、方向盘结构型号等都不同，但转向轮配置的都是麦弗逊独立悬架结构形式，转向轮定位参数和弹性阻尼元件设计参数都相同。由测量数据可知，方向盘摆振主振频率都是1阶或者2 阶轮胎旋转频率，一般认为2 阶频率为1 阶基频的谐波成分，而引起轮胎产生1 阶激励振动的主要是轮胎旋转时不平衡质量产生的力或力偶矩。如图1所示。轮胎不平衡质量分别为m1和m2，分布在2 个距离为b 并垂直于旋转轴的校正平面内，不平衡质量到旋转轴心距离分别为R1、R2，且R=R1=R2，设轮胎旋转角速度为ω，m1初始相位角为ϕ1，m2初始相位角为ϕ2，则不平衡质量在垂直于旋转轴的测量方向Z 上产生的离心力Fz及绕垂直于旋转轴y 的测量方向Z上产生的力偶矩Mzc有如下计算式：由式（5）和式（7）可见，离心力Fz及不平衡力偶矩Mzc都是正弦或余弦周期函数，频率为轮轴旋转频率，其最大、最小值与不平衡质量m1、m2之间相位有关，同相位时不平衡力最大，反相位时力偶矩最大，不平衡力及力偶矩都随转速的平方增大，与不平衡量mR成正比。Fz的周期性变化给轮胎造成一个径向测量方向周期性变化的激励力。因为轮胎总成轴向尺寸较大，质量分布于多个平面内，除受离心惯性力的影响外，还受离心惯性力偶矩的影响，不平衡力产生的等效力偶矩不可忽略，该力偶矩周期性变化会引起轮轴绕主销周期性振动，不平衡力在X 方向或者Z 方向的周期性变化也会通过轮轴的振动传递给转向拉杆从而引起方向盘的转动。为了减小高速工况下轮胎所受不平衡激励力，必须控制轮胎残余动不平衡量，允许的残余动不平衡计算公式见式（8）。eper × Ω 为平衡精度等级对应的量值，mm/s；根据GB/T 9239.1，不平衡精度等级按G40 计算，转向轮转子质量M=21.7 kg，轮胎滚动半径R=0.292 m，轮胎最高转速n=1 200 转/分(对应车速为132 km/h，基频为20 Hz)，则允差面上允许的总的残余动不平衡量Uper=mR=6 910.8 g∙mm，换算成总的不平衡质量为23.7 g。因为实际轮胎平衡检测校正平面都是在轮辋边缘，轮胎还要与轮轴组装，为了避免组装后总成的不平衡精度等级超过G40，因此不平衡质量应按校正面计算结果进行控制，不同质量轮胎转子不平衡精度等级达到G40时，允许的最大总残余动不平衡量分别按允差面和校正面计算，结果见表1。表中n 为动平衡校核时轮胎转速，M为轮胎转子部分质量，G为按GB/T 9239.1 要求的不平衡等级G对应量值，F1为允差面允许最大残余动不平衡量，F2为校正面允许最大残余动不平衡量，m1为允差面允许最大残余动不平衡量除以轮胎滚动半径所得质量，m2为校正面允许最大残余动不平衡量除以轮辋半径所得质量。如图2 所示某车轮胎平衡量不同时方向盘Y 向摆振加速度随车速变化对比图，实线是不平衡量不合格的情况，虚线是不平衡量合格的情况，不合格的轮胎动平衡，方向盘摆振加速度在114 km/h 时就超标了。试验分析表明，100 km/h 以下开始明显摆振的，均是轮胎动平衡严重超标，动不平衡量越大，摆振开始时车速越低，轮胎转速越高，摆振越严重。如某车车速在70 km/h 以上方向盘就出现严重摆振，主观评分为5 分，经检验轮胎校正面上单边最大残余动不平衡质量达到36 g，更换动平衡合格的轮胎后变为100 km/h以上轻微摆振，主观评分为7.5分。某车经更换转向器安装结构形式，降低转向器Y 向安装衬套刚度无摆振现象后，车辆以110 km/h行驶时测得的方向盘12 点Y 向加速度如图3 中“原车”所示。然后分别在轮辋平衡块安装位置处更换不同重量的平衡块后测得的振动加速度曲线如对应图中对应曲线所示，可以看出，随着平衡块重量的变化，轮胎在1阶频率15.3 Hz处加速度明显变化。该试验共测试了转向拉杆与轮轴连接处、轮轴上部与弹簧减振器连接处、轮轴后部与摆臂连接处、转向器壳体、方向盘12 点共5 个点15 个方向的振动，作出轮胎加45 g 平衡块时的ODS 动画如图4所示。从ODS动画振型可以看出，转向拉杆与轮轴连接处由于Y 向振动受到转向拉杆Y 向约束，Y 向振动并不大，但是轮轴上部与弹簧减振器连接点、轮轴后部与摆臂连接点Y 向振动却较大，轮轴上振动最大的是Z 向，转向器壳体各向振动较小，齿条Y 向线性加速度转化为角加速度后幅值放大了。由测量数据可知，方向盘摆振主振频率都是1阶或者2 阶轮胎旋转频率，方向盘发生摆振时，摆振主要传递路径如下：轮轴6 向振动→转向直拉杆Y向振动→齿条Y向振动→齿轮/转向传动轴转动→方向盘转动，从轮轴到方向盘的传递过程中所有耦合连接点及部件都是刚性的，且所有部件弹性模态频率都非常高，而摆振频率最高不超过40 Hz，因此可视作刚体振动，轮轴受到外部激励引起的振动在车上的传递路径如图5所示。麦弗逊独立悬架和转向系统轮轴绕主销或者摆臂轴振动时，都会给转向直拉杆输入振动，式(7)中周期变化的不平衡力矩激励对该振动有一个扰动作用，轮轴的振动在这一扰动力矩作用下就会加大，当这一振动不能被悬架和转向系统阻尼吸收或者被弹性元件缓冲衰减时，就直接传递到方向盘，引起方向盘旋转方向的摆振。当轮轴前后振动或绕主销振动时，转向直拉杆与摆臂构成的几何机构实际上约束了这2 个方向的运动，只能在摆臂衬套的弹性变形范围内振动，转向直拉杆与前轴连接处始终受到轮轴对直拉杆的Y 向的振动激励，轮胎总成前后振动或绕主销振动的幅度受到摆臂轴衬套XY 向刚度阻尼、主销平面轴承阻尼、轮胎XY向刚度阻尼、转向器安装衬套Y 向刚度阻尼、转向传动机构Y 向刚度阻尼影响。当轮胎旋转激励频率与方向盘旋转模态频率或者轮轴总成6 向刚体模态频率接近时，摆振会增大。悬架转向系统机构的几何定位参数对方向盘摆振影响主要是通过影响转向轮的摆振和传递路径的改变来实现，对摆振影响较大的主要参数为主销后倾角、主销内倾角、转向器与轮轴中心位置关系、主销与轮轴中心的位置关系等。主销后倾角过小，回正力矩小，在式（7）所示的周期扰动的力偶矩激励作用下，转向轮容易发生摆振，主销内倾角增大，可以减小轮轴对转向拉杆Y 向冲击力，从而减小方向盘摆振。转向器与轮轴中心X 向和Z 向的距离越大，转向拉杆倾角越大，当轮轴Z 向振动时，转向拉杆Y向位移就越大，所受的Y向分量振动冲击就越大，方向盘就容易摆振。图6 所示为某摆振车和非摆振车转向拉杆与轮轴铰接点处Y 向位移变化随轮轴Z 向位移变化对比图，可以看出，无摆振车该点Y向位移变化平缓，摆振车变化很大。图7 和图8 中上半部分为无摆振车前悬转向机构，下半部分为出现部分车辆摆振的某车型前悬转向机构布置图，摆振车的主销后倾角比无摆振车小了4°24′ ，内倾角小1°40′ ，转向器Z向高了53 mm，摆振车主销在X方向与轮轴中心偏矩很小。该车型的主销后倾角设计很小，主要是为了满足一部分车没有转向助力机构的转向轻便性要求，转向器在高度方向上与轮轴中心高差很大，是为了使满载工况下轮跳参数满足设计要求，但这样的设计却容易引起方向盘摆振问题。将车辆停在水平地面上，在方向盘12 点处布置三向加速度传感器，在轮胎Y 向和X 向分别施加激励，测量系统传递函数。如图9所示。分别测量了4 个车型，其中V1、V4 存在摆振现象，V2、V3 无摆振现象。从图中可以看出，存在摆振现象的V1、V4 车在摆振频率范围14 Hz～20 Hz 范围内，其轮胎到方向盘的振动传递函数都出现一个峰值，此频率范围对应车速都在100 km/h 以上，轮胎转速高，不平衡激励力大，容易发生摆振。而无摆振现象的V2、V3 车的峰值则下移到了12 Hz 以下，此频率范围对应车速都在80 km/h 以下，轮胎转速低，轮胎动不平衡量合格时，不平衡激励力或力偶矩小，不容易发生摆振。测量并统计分析了几个车型的方向盘旋转模态频率如表2所示。可见VAN车型方向盘旋转模态频率均比SUV、MPV车型高，对应该频率的轮胎旋转转速高，在相同不平衡量下，轮胎不平衡激励力更大，因此方向盘更容易发生摆振。方向盘旋转模态频率主要由方向盘相对于齿条啮合处的扭转刚度和方向盘及传动轴的转动惯量决定，VAN车转向系统结构简单，其转动惯量较其他车型小，因此旋转模态频率比MPV、SUV等车型都高。某车摆臂后衬套主要受到摆臂撑杆轴向X、Y方向分量拉压力作用，用于缓冲摆臂对车身的冲击振动，该车在100 km/h 以上时出现摆振现象，且摆振程度随着车速增大而增大，无明显共振车速，经检验轮胎动平衡也符合要求，其他设计参数均符合要求。摆臂后衬套更改前衬套动刚度等参数测试结果如表3所示。更改后测试结果如表4 所示。测试参数为振幅0.2 mm、频率0 Hz～30 Hz、步长1 Hz 线性扫频。更改前后在15 Hz～20 Hz 动刚度由1 700 N/mm左右提高到3 100 N/mm 左右，阻尼因子由0.16 提高到0.28左右。摆臂后衬套更改前后车速为110 km/h 时方向盘Y向振动加速度对比图如图10所示。另外还测量了转向拉杆与轮轴铰接处、摆臂撑杆靠近轮轴端、摆臂后衬套车身侧处XYZ向振动，测量结果显示所有测点XY向振动都明显降低，转向拉杆Z 向振动加速度则明显增大，摆臂撑杆靠近轮轴端Z 向振动略增大，摆臂后衬套车身侧Z 向振动不变。可见，摆臂后衬套刚度和阻尼增大主要抑制了轮轴XY 向振动，从而降低了转向拉杆XY 向和方向盘Y 向振动，摆臂后衬套车身侧1 000 Hz 以下XY 向振动也降低，Z向振动不变。3.4 转向器安装结构形式和橡胶衬套刚度对摆振的影响齿轮齿条式转向传动系统通过转向器壳体安装在车身上，齿条在转向器壳体内Y 向滑动，输出齿轮轴通过轴承安装在转向器壳体上，转向器壳体与车身连接之间有橡胶衬套，在轮轴激振力下，设齿条Y向微小振动位移为y1，齿轮及转向器壳体Y 向微小振动位移为y2，齿轮及方向盘转角为δ，齿轮半径为R，则有：在齿轮半径确定的条件下方向盘转角大小取决于齿条位移与转向器壳体 位移差，而转向器壳体是否会产生微小位移，取决于其Y 向安装刚度，刚度越大，产生的位移y2 越小，则方向盘旋转角度越大，即振幅越大。某交叉型乘用车配置有电子助力和非助力两种转向器结构，两种转向器结构安装方式不同，两种转向器安装结构形式如图11和图12所示。两种结构主要区别是左安装点紧固方式不同，结构a 采用2 个X向刚性衬套安装，衬套与转向器壳体间有个厚度为3 mm的柱状隔振垫。结构b 则是采用一个半圆形压板压住转向器壳体，中间隔了一个很薄的橡胶垫，自由状态厚度只有2 mm，2 种结构右安装隔振结构也是一样。结构a 发生摆振主要是因为左安装点衬套太短，预留压紧行程过大，当螺栓压紧衬套在车身上时X 向压缩隔振垫过大，螺栓打紧后转向器壳体XYZ向实际上成了刚性连接，失去减振作用，当轮轴各向振动带动转向直拉杆振动时，转向直拉杆因为没有了安装点的缓冲吸收振动作用，整个转向器刚性非常大，对轮轴的反作用力也大，轮轴的作用力通过齿条直接刚性传递给齿轮带动转向传动轴和方向盘旋转，引起摆振。在衬套与车身之间增加一个中间开孔的3 mm厚的刚性垫片后，方向盘摆振明显降低，更改前后车辆以120 km/h 行驶时方向盘Y向摆振加速度对比如图13所示。安装结构b 转向器的车发生摆振同样与转向器安装刚度过大有关，为了紧固转向器，设计使压板处于打紧状态，隔振垫X向压缩过大，当压板用螺栓打紧后，转向器XYZ向安装刚度很大，失去缓冲减振作用，在右安装点转向器壳体与车身支架之间增加1块厚度4 mm的橡胶垫，再在压板与车身支架之间增加1 块厚度4 mm的刚性垫片后，相当于转向器壳体与车身之间有6 mm厚的橡胶垫，降低了转向器的安装刚度，方向盘摆振明显降低，更改前后车辆以130km/h 行驶时方向盘Y 向摆振加速度对比如图14所示。轮轴通过轮轴上的转向节与转向直拉杆的铰接点连接，转向直拉杆又通过铰接点与转向器内齿条连接，齿条通过齿轮与转向器输出轴啮合连接，当轮轴振动时，转向直拉杆就将Y 向振动经过转向传动机构依次传递给方向盘，引起方向盘的扭转振动。齿条与齿轮之间的间隙是可以调整的，调整该间隙会影响转向传动系统阻尼，间隙大，阻尼小，间隙小，阻尼大，同时也影响转向力，转向虚位，转向灵敏度等，因此需要谨慎调整，确认对转向性能无影响后才可调整。一般要求齿侧间隙不大于0.1 mm，以平衡转向力和阻尼。如图15和图16所示。不同摆振程度的两台车将齿侧间隙调整螺栓分别拧紧40°和35°后，方向盘摆振加速度降低到可接受程度。根据测得的多台无摆振车和不同摆振程度的车方向盘12 点位置Y 向摆振频率加速度和100 Hz 以下总体加速度大小与人体主观感受不同来进行分类评价，经过将多人盲评结果与测试加速度对比，统计出交叉型乘用车可以按以下几个加速度值来划分摆振程度的主观评级，如表5所示。人体对车辆方向盘摆振的主观感受可接受程度还与车辆的其他系统振动噪声及其他人机界面振动、人体坐姿等因素有关，因此该评价标准仅适用于该类车，若用于其他类型车还有待验证。引起方向盘摆振的因素很多，不同配置的车型或同一车型不同车摆振程度不同，出现的现象不同，产生的原因不同，因此采取的措施也不同，一般可以按以下流程来解决：(1) 已经发现某个车型一部分车发生摆振，一部分车没有发生摆振，按以下流程进行分析判断：检查轮胎动平衡→检查制动盘动平衡→检查转向器等与底盘零件连接干涉→检查转向器安装点隔振衬套硬度、刚度→检查转向传动系统间隙→检查摆臂衬套硬度、刚度→检查四轮定位参数。(2) 对于路试耐久车辆，如果轮胎磨损严重，一般是轮胎动平衡超标了，如果轮胎动平衡没有问题再检查悬架转向系统弹性阻尼元件、齿侧间隙等。(3) 对于新开发的一款车，若摆振主观评价不满足设计要求，一般要进行整改，首先检查四轮定位设计参数、K&C特性，必要时进行悬架轮胎转向系统刚度阻尼元件的参数匹配优化设计。(4) 摆振程度随车速增大而增大，无明显共振车速的情况一般是由于轮胎等动不平衡不满足要求，激励过大造成的，首先要解决轮胎平衡问题，再看能否将摆振问题降低到可以接受的程度，再确定是否开展其他分析。(5) 对于摆振程度在某个车速下达到最大，高于或者低于该车速时摆振程度明显降低的情况，首先需要分析系统VTF，分析方向盘旋转模态、悬架模态等对共振是否有影响，然后调整系统刚度、质量分配，通过移频的方式，降低系统对外部激励的敏感度，解决共振摆振问题。本文分析了某中置后驱交叉型乘用车方向盘摆振产生的激励源和传递路径，根据摆振加速度测试结果和主观评价，提出了评价交叉型乘用车摆振的限值评级方法、问题解决方法和流程，得出了以下结论：(1) 轮胎残余动不平衡量引起的周期变化的激振力及力偶矩是方向盘摆振的源头，激振力主要影响轮轴Z 向加速度并通过倾角较大的转向拉杆的Y向分量振动传递，力偶矩主要引起轮轴绕主销的摆动并通过转向拉杆的Y向振动传递。(2) 主销后倾角过小、回正力矩过小、转向器与轮轴中心高差过大导致轮轴振动时转向拉杆与轮轴铰接处Y 向位移过大都是造成方向盘摆振的重要原因。(3) 转向器安装点的结构安装形式和隔振效果对方向盘摆振有很大影响，转向器壳体Y 向安装刚度过大，不能缓冲齿条输入的振动，将振动传递给齿轮，加大了方向盘的摆振。(4) 摆臂后衬套XY向刚度/阻尼不足将导致其不能有效抑制轮轴的振动，从而增大了转向直拉杆的振动输入，引起方向盘摆振，提高摆臂后衬套XY 向刚度阻尼值有利于降低摆振。(5) 转向器齿侧间隙影响转向齿轮齿条与转向器壳体之间的阻尼，间隙大，阻尼小，加大了方向盘摆振程度，适当减小齿侧间隙有利于降低摆振。作者：田绍军1，李世珍2，张涵1，杨蔚1，黄元毅1，韦建平1作者单位：（ 1. 上汽通用五菱汽车股份有限公司，广西柳州545007；2. 柳州五菱汽车工业有限公司，广西柳州545007 )
往期相关推荐
相关文章，在仿真秀官网搜索：
动力吸振器在CVT车型LockUp时的方向盘振动控制中的应用
免责声明：分享此文仅为传播汽车NVH相关知识，其版权归原作者所有，感谢原作者的辛苦付出；若有侵权异议等请跟我们联系协商或删除，谢谢！
著作权归作者所有，欢迎分享，未经许可，不得转载
首次发布时间：2023-04-22
最近编辑：1年前
作者推荐
