某皮卡車型高速時方向盤擺振問題分析

張奇奇

某皮卡車型高速時方向盤擺振問題分析

張奇奇

（安徽江淮汽車集團股份有限公司，安徽 合肥 230601）

為了消除某車型高速時產(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，通過理論分析和對比驗證方法對該車的方向盤擺振現(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擺振是車輛前軸各旋轉(zhuǎn)部件動不平衡造成的，可以通過控制相關(guān)部件的端面跳動和動不平衡量來消除或明顯減弱高速時的方向盤擺振。

方向盤擺振；端面跳動；動不平衡量

CLC NO.: U467 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2017)16-149-03

1 高速時方向盤擺振現(xiàn)象

某皮卡車型在行駛到100Km/h-120Km/h速度區(qū)間時。方向盤出現(xiàn)左右強烈振動，并整車伴隨有輕微振動，這種振動現(xiàn)象稱之為方向盤擺振。

方向盤擺振比較劇烈時，駕駛員會感覺到方向盤打手，有抓不住方向盤的感覺，產(chǎn)生精神過度緊張，給人產(chǎn)生很大的心理壓力，駕駛員增加駕駛疲勞，嚴(yán)重影響了車輛的操縱穩(wěn)定性和行駛安全性。

2 振動分析

2.1 操縱機構(gòu)振動的分類

汽車操縱機構(gòu)的擺振主要分為以下三個方面：

①車輪總成相對車身的橫向振動；

②前橋繞汽車軸線的角振動；

③前輪繞主銷的角振動。

2.2 故障車輛振動傳遞路徑檢測

對故障車輛進行振動傳遞路徑檢測，在轉(zhuǎn)向系統(tǒng)上的4個點布置傳感器（如下圖1）：

根據(jù)高速時方向盤的擺振情況，主要考慮Y向（見圖1）的振動情況，對檢測的信號進行梳理，對產(chǎn)生方向盤擺振的一定范圍的頻域信號進行分析（見圖2）：

圖1 振動傳遞檢測傳感器布置點

圖2 一定范圍的頻域信號

整車方向盤擺振發(fā)生時，車速表顯示車速為110km/h (30.6m/s)，理論計算車輪與地面相互作用產(chǎn)生激勵頻率為：（車輪規(guī)格：185R15LT-8PR）。

f=30.6/(3.14*0.64)=14.4Hz 一階：14.4Hz；二階：28.8Hz；

車輪的激勵頻率與方向盤振動產(chǎn)生的頻率基本一致。

通過以上可判斷擺振的傳遞路徑：車輪→轉(zhuǎn)向節(jié)→轉(zhuǎn)向器橫拉桿→轉(zhuǎn)向管柱→方向盤。

2.3 振動產(chǎn)生的判定

通過以上檢測分析擺振產(chǎn)生的原因，主要是前輪繞主銷的角振動通過轉(zhuǎn)向系統(tǒng)傳遞到方向盤所致。

3 振動產(chǎn)生的影響因素

3.1 前輪繞主銷的角振動的影響因素

其主要影響因素為下面幾個方面：

①車輪、輪轂等旋轉(zhuǎn)部件動不平衡的影響；

②輪輞的端、徑向跳動量大產(chǎn)生的影響；

③懸架與轉(zhuǎn)向機構(gòu)部協(xié)調(diào)的影響（主要出現(xiàn)在卡車上）；

④轉(zhuǎn)向車輪的穩(wěn)定效應(yīng)，車輪的穩(wěn)定力矩。

分析以上影響因素，目前主要是在控制車輪、輪轂等旋轉(zhuǎn)部件不平衡量，以及控制輪輞的端、徑向跳動量來消弱前輪繞主銷的角振動對汽車操縱機構(gòu)的影響。

3.2 車輪、輪轂等旋轉(zhuǎn)部件動不平衡的影響

車輪回轉(zhuǎn)時，由于動部平衡將產(chǎn)生沿車輪半徑方向的離心慣性力，如下圖所示。它的水平分力對主銷中心的力矩為：

此力矩將使車輪繞主銷回轉(zhuǎn)，它是周期性變換的，其頻率決定與車速v。當(dāng)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。

圖3

3.3 輪輞的端、徑向跳動量大產(chǎn)生的影響

當(dāng)輪輞總成的端面跳動和徑向跳動過大時，使車輪總成的徑向、側(cè)向跳動量變大，車輪行駛過程中回產(chǎn)生“蛇形”現(xiàn)象（見圖4），高速時加劇產(chǎn)生前輪擺振。

圖4 “蛇形”現(xiàn)象

圖5

4 故障車輛車輪、輪轂帶制動盤總成動不平衡量設(shè)計計算

4.1 車輪總成的動不平衡量要求

按照目前乘用車標(biāo)準(zhǔn)執(zhí)行：車輪總成做動平衡后，單面剩余動不平衡量不大于10g。

4.2 輪轂帶制動盤總成的動不平衡量計算

4.2.1 參照國標(biāo)GB/T 9234 機械振動恒態(tài) ( 剛性 ) 轉(zhuǎn)子平衡品質(zhì)要求，計算公式如下：

Uper—許用剩余不平衡量的數(shù)值，單位用克毫米（g·mm）；—所選用的平衡品質(zhì)級別的數(shù)值，單位用毫米每秒（mm/s）表示；

m—轉(zhuǎn)子質(zhì)量的數(shù)值，單位用千克（kg）表示；

Ω—工作轉(zhuǎn)速的角速度數(shù)值，單位用弧度每秒（rad/s）表示，其中Ω≈n/10且工作轉(zhuǎn)速n的單位為轉(zhuǎn)每分（r/min）；

4.3 平衡品質(zhì)級別的設(shè)定

參照國標(biāo)中的等級定義，以及同類產(chǎn)品相關(guān)企業(yè)的標(biāo)準(zhǔn)，平衡品質(zhì)級別的設(shè)定如下：

表1

4.4 樣車示例計算

針對本皮卡的使用情況，按照公式（2）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325 mm，各相關(guān)參數(shù)如下：

表2

如上計算所示：本車輪轂帶制動盤總成的動不平衡量Uper≤1244+744=1988（g·mm）。

5 故障車輛驗證測試

5.1 動平衡機工作工作原理

將回轉(zhuǎn)體安裝在動平衡機的支撐上，使回轉(zhuǎn)體轉(zhuǎn)動，根據(jù)支撐的不同情況，測量出支撐的振動和支反力，用分離解算電路，計算出回轉(zhuǎn)體的不平衡量，以及對應(yīng)的位置，再對回轉(zhuǎn)體進行加重或去重，直至平衡量達到要求。

對回轉(zhuǎn)部件用動平衡機進行檢測，動平衡機顯示的動不平衡量P單位為g，以及回轉(zhuǎn)體的不平衡量在標(biāo)定半徑R點的角度位置，與公式（2）中許用剩余不平衡量換算如下：

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(biāo)定半徑，取回轉(zhuǎn)體可進行加重或去重點半徑，本輪轂制動盤合件R值取輪轂最大外壁處，R=105mm；

5.2 樣車驗證評價

5.2.1 對故障車輛的輪胎、輪轂制動盤合件的動不平衡量進行檢測如下：

1）車輪總成單面剩余動不平衡量均小于10g；

2）輪轂制動盤合件的動不平衡量；考慮到儀器誤差，測量10組數(shù)據(jù)進行比較，如下：

如表3所示，由于部件供應(yīng)廠家未部件進行動不平衡量檢測及相應(yīng)去重處理，導(dǎo)致部件的動不平衡量遠大于許用動不平衡量19g。

表3

5.2.2 按照盤轂合件的許用動不平衡量要求，對部件進行去重處理，兩部件檢測數(shù)據(jù)如下：

表4

圖6 故障車振動測試

圖7 整改后振動測試

上述故障車輛裝配此兩盤轂合件，并裝配先前輪胎裝車驗證，抖動故障消失，檢測振動峰值明顯降低，整改有效。

5.3 整改措施

根據(jù)以上分析驗證，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。對市場故障車輛安裝動不平衡量滿足要求的輪胎總成和前輪轂合盤總成，有效消除高速方向盤擺振現(xiàn)象。

6 結(jié)束語

通過以上試驗分析和理論分析，可明確高速時方向盤擺振原因是輪轂、制動盤和輪胎總成高速旋轉(zhuǎn)時力矩波動比較大。高速旋轉(zhuǎn)的波動力矩是由輪轂、制動盤總成的動不平衡量大、輪胎總成的動不平衡量大引起的，車輪等旋轉(zhuǎn)部件高速時產(chǎn)生大的力矩波動是產(chǎn)生方向盤擺振的振源。

控制輪轂、制動盤總成的動不平衡量和、輪胎總成的動不平衡量，是控制高速時方向盤擺振的經(jīng)濟而有效的措施。

[1] 機械工程手冊第21篇,機械振動.[M]機械工業(yè)出版社,1978.

[2] 郭孔輝.汽車操縱動力學(xué).[M]吉林科學(xué)技術(shù)出版社(第一版).1991.

[3] 余志生.汽車?yán)碚?[M]機械工業(yè)出版社(第四版),2004.4.

An Analytical Study of Steering Wheel Shimmy in High Speed about Carriage

Zhang Qiqi
( Anhui jianghuai automobile group co., LTD., Anhui Hefei 230601 )

Steering Wheel Shimmy; Surface Flounce; Imbalace of Act

U467

A

1671-7988 (2017)16-149-03

10.16638 /j.cnki.1671-7988.2017.16.052

張奇奇，就職于安徽江淮汽車集團股份有限公司。

Abstrac: In order to eliminate one kind of Steering WheelShimmy in High Speed about Carriage, and improving the truck’s steering stability and running security, this paper analyzes shimmy’s mechanism and source of vibration by the benchmark analyzed and the theoretics analyzed. The result of experiment and analysis indicate that the shimmy is generated by great Imbalace of circumrotatory components. It can be eliminated by improving circumrotatory components Surface Flounce and Imbalace of Act.