汽車在高速工況下方向盤擺振問題的研究

白海濤 燕征

摘 要：本文根據(jù)某車型方向盤高速工況下擺振問題的反饋，建立整車有限元模型。通過傳遞路徑分析（TPA），分析了轉(zhuǎn)向節(jié)到方向盤振動(dòng)傳遞的關(guān)鍵路徑;再根據(jù)振動(dòng)傳遞函數(shù)（VTF）分析，結(jié)合模態(tài)分析結(jié)果，確定了前擺臂后套Y向剛度不足為引起方向盤高速擺振的關(guān)鍵要素。經(jīng)過尺寸優(yōu)化，將該向剛度提升至3500N/mm以上。經(jīng)實(shí)車測(cè)試，高速方向盤擺振未再出現(xiàn)，問題得到有效解決。

關(guān)鍵詞：方向盤;擺振;襯套剛度;尺寸優(yōu)化

0 引言

擺振問題是機(jī)械動(dòng)力學(xué)的研究范疇，廣泛發(fā)生在火車、汽車、摩托車及飛機(jī)的起落架系統(tǒng)中。在汽車領(lǐng)域，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在一定條件下會(huì)產(chǎn)生車輪繞著轉(zhuǎn)向主銷的持續(xù)擺動(dòng)問題，從而誘發(fā)車輪側(cè)偏角的擺動(dòng)。這種形式的擺動(dòng)通過轉(zhuǎn)向系統(tǒng)反饋至駕駛員操縱的方向盤上，帶來(lái)駕駛員開車“麻手”或者車輛跑偏的問題，影響整車適性和安全性。

根據(jù)方向盤擺振發(fā)生的車速區(qū)間不同，可分為低速擺振和高速擺振。低速時(shí)，車輪等動(dòng)不平衡量對(duì)擺振影響較小，自激擺振占據(jù)主導(dǎo)作用;高速時(shí)，車輪動(dòng)不平衡量對(duì)擺振影響較大，屬于強(qiáng)迫擺振。低速擺振的車速一般低于50km/h，高速擺振一般高于60km/h。低速擺振和高速擺振并無(wú)絕對(duì)車速界限，由于方向盤擺振問題常涉及轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的間隙、松曠及其參數(shù)的匹配問題[1]，在實(shí)際行車過程中，低速?gòu)?qiáng)迫擺振和高速自激擺振現(xiàn)象均可發(fā)生[2]。

某車型在更換前擺臂后襯套之后，實(shí)際行車過程中出現(xiàn)方向盤擺振問題，表現(xiàn)為車輛高速行駛時(shí)，方向盤出現(xiàn)沿圓周方向的高頻抖動(dòng)，振幅明顯。本文利用有限元分析的方法，建立整車有限元模型;通過傳遞路徑分析（TPA），確定輪胎至方向盤傳遞的關(guān)鍵路徑;再對(duì)傳遞路徑上的關(guān)鍵要素進(jìn)行振動(dòng)傳遞函數(shù)（VTF）分析，確定了問題點(diǎn)為前擺臂后襯套的Y向動(dòng)剛度不足;后經(jīng)尺寸優(yōu)化，將該方向動(dòng)剛度提升至3500N/mm以上，方向盤擺振問題得以解決。

1 有限元建模及模型驗(yàn)證

1.1 離散方式和邊界條件

使用有限元軟件進(jìn)行離散，其中板件采用Shell單元，單元基準(zhǔn)長(zhǎng)度為8mm;鑄件采用Solid單元，單元基準(zhǔn)長(zhǎng)度為2mm;焊點(diǎn)采用Acm單元模擬，螺栓采用Rbe2單元模擬;單元總數(shù)為13028335個(gè)，節(jié)點(diǎn)總數(shù)為5330096個(gè)，質(zhì)量1453kg;

其中，模態(tài)分析為自由模態(tài)， TPA和VTF分析的激勵(lì)點(diǎn)為轉(zhuǎn)向節(jié)位置處，響應(yīng)點(diǎn)為方向盤3/12點(diǎn)處。

1.2 TPA/VTF分析

對(duì)整車有限元模型進(jìn)行TPA和VTF分析計(jì)算，在轉(zhuǎn)向節(jié)處施加1N的掃頻激勵(lì)，得到原狀態(tài)和更換襯套之后的狀態(tài)（現(xiàn)狀態(tài)）兩種情況下方向盤3點(diǎn)和12點(diǎn)鐘的響應(yīng)，如圖1所示。

分別計(jì)算了轉(zhuǎn)向節(jié)X/Y/Z三個(gè)方向的激勵(lì)，結(jié)果表明僅有X向的激勵(lì)，方向盤才有響應(yīng)。對(duì)于轉(zhuǎn)向節(jié)X向的激勵(lì)，僅方向盤12點(diǎn)鐘的Y向和3點(diǎn)鐘的Z向有相應(yīng)，表現(xiàn)為響應(yīng)點(diǎn)處沿切線方向方向的響應(yīng)，符合方向盤擺振的特征，初步表明了建模和計(jì)算的準(zhǔn)確性。

針對(duì)行駛系中輪胎，由轉(zhuǎn)動(dòng)引起的激勵(lì)頻率與轉(zhuǎn)速之間的關(guān)系可以表示為：

f = V / （S*3.6）

其中：V-----車輛行駛速度，單位Km/h;

S-----輪胎行駛時(shí)的周長(zhǎng)，單位m;

依據(jù)以上公式，由車輪轉(zhuǎn)動(dòng)引起的激勵(lì)頻率約為14Hz，而理論計(jì)算的擺振頻率為16Hz，二者有2Hz的差異。一方面理論計(jì)算使用的是理論周長(zhǎng)，可能與實(shí)際情況不符;另一方面可能是因?yàn)閷?shí)際工況的襯套剛度、阻尼較為復(fù)雜，而仿真計(jì)算僅給定有限工況下的測(cè)定值，二者有差異。但理論計(jì)算和數(shù)值模擬的擺振頻率相差不大，可以為后續(xù)的優(yōu)化提供有效指導(dǎo)。

.

峰值頻率對(duì)比結(jié)果表明，現(xiàn)狀態(tài)峰值頻率比原狀態(tài)降低2Hz，說明更換后的襯套剛度發(fā)生了變化，進(jìn)而誘發(fā)了方向盤的高速擺振。

根據(jù)測(cè)試結(jié)果，襯套的三向剛度分別為8355N/mm（X向），3210N/mm（Y向），1454N/mm（Z向）。下一步需對(duì)襯套三向剛度對(duì)方向盤的高速擺振問題進(jìn)一步分析。

2 方向盤高速擺振問題原因

2.1 X和Z向剛度對(duì)方向盤擺振的影響

保持其他兩個(gè)方向的襯套剛度保持不變，X和Z向剛度從3000N/mm變化至11000N/mm，間隔2000N/mm。計(jì)算了方向盤12點(diǎn)鐘響應(yīng)對(duì)轉(zhuǎn)向節(jié)X和Z向激勵(lì)的結(jié)果。隨著襯套X和Z向剛度的變化，方向盤12點(diǎn)鐘的響應(yīng)并無(wú)明顯變化，表明X和Z向剛度并非方向盤擺振的關(guān)鍵要素。

2.2 Y向剛度對(duì)方向盤擺振的影響

保持其他兩個(gè)方向的襯套剛度保持不變，Y向剛度從3000N/mm變化至11000N/mm，間隔500N/mm發(fā)生變化。圖2給出了方向盤12點(diǎn)鐘響應(yīng)對(duì)轉(zhuǎn)向節(jié)Y向激勵(lì)的結(jié)果。

分析結(jié)果表明，隨著襯套Y向剛度的變化，擺振頻率的峰值變化非常明顯。表明Y向剛度是提升方向盤擺振問題的關(guān)鍵要素。

由圖2可知，當(dāng)襯套剛度處于3300N/mm以下時(shí)，隨著襯套剛度的提升，擺振頻率大體表現(xiàn)為線性增長(zhǎng);當(dāng)襯套剛度處在3300-5000N/mm時(shí)，擺振頻率保持不變;而當(dāng)襯套剛度在5000-5500N/mm時(shí)，擺振頻率有小幅提升，其后保持穩(wěn)定狀態(tài)。從經(jīng)濟(jì)型和可行性角度，建議將襯套的Y向動(dòng)剛度提升至3500N/mm左右，此時(shí)可將方向盤高速擺振頻率提升3Hz，同時(shí)對(duì)其他性能影響不大。

3 測(cè)試驗(yàn)證

經(jīng)與供應(yīng)商溝通，對(duì)該襯套剛度進(jìn)行調(diào)整，使其Y向剛度提升至4000N/mm。經(jīng)過實(shí)車在高速路況的測(cè)試，方向盤擺振問題未發(fā)生，表明了優(yōu)化方案的可行性。

4 結(jié)論

本文根據(jù)某車型方向盤高速擺振問題的反饋，建立整車有限元模型。通過傳遞路徑分析（TPA），確定轉(zhuǎn)向節(jié)到方向盤振動(dòng)傳遞的關(guān)鍵路徑;再根據(jù)振動(dòng)傳遞函數(shù)（VTF）分析，結(jié)合模態(tài)分析結(jié)果，確定了前擺臂后側(cè)的襯套Y向剛度不足為引起方向盤高速擺振的關(guān)鍵要素。最后經(jīng)過尺寸優(yōu)化，建議該項(xiàng)剛度提升至3500N/mm以上。經(jīng)實(shí)車測(cè)試，高速方向盤擺振問題得到解決，也為同類問題的整改提供了思路和方法。

參考文獻(xiàn)：

[1] 劉宏飛. 半掛汽車列車橫擺動(dòng)力學(xué)仿真及控制策略研究[D]. 長(zhǎng)春：吉林大學(xué)， 2005.LIU Hongfei. Study on the simulation and control strategy for yaw motion dynamics of tractor-semitrailer[D]. Changchun： Jilin University， 2005.

[2] 宣海軍，蘇榮，江騰飛. 汽車儀表板橫梁系統(tǒng)固有振動(dòng)特性研究[J]. 機(jī)械，2014（4）：37-49

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