輪胎側(cè)向剛度對客車前輪擺振的影響分析

陳家磊，陳 嘯，趙含雪

（金龍聯(lián)合汽車工業(yè)（蘇州）有限公司，江蘇 蘇州 215026）

客車前輪擺振是指汽車前輪與轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)及拉桿組成的系統(tǒng)繞主銷擺動、前橋繞汽車縱軸振動的合成運動[1]?？蛙嚨臄[振易發(fā)生在直線行駛時，直線穩(wěn)定車速高速行駛距離越長，擺振現(xiàn)象越容易出現(xiàn)[2]。某純電動中型客車在良好路面上行駛速度達(dá)到80～100 km/h時，方向盤出現(xiàn)小幅低頻的往復(fù)擺動，對于車輛的操縱穩(wěn)定性存在較大影響。本文將依次介紹故障原因分析、改進(jìn)方案實施的過程以及測試驗證改進(jìn)的效果。

1 故障描述

某8.2 m純電動客車匹配整體工字梁形式前軸、單活塞盤式制動器、前8片后10片鋼板彈簧懸架、雙筒式減振器、前懸架裝有橫向穩(wěn)定桿、國產(chǎn) A品牌255/70R22.5輪胎、國產(chǎn)鋼制車輪、承載式車身、液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、雙源電動轉(zhuǎn)向助力泵。整車最大總質(zhì)量為14.2 t，其中前軸滿載載荷為4.5 t。故障車輛在封閉試驗道路上高速行駛，當(dāng)車速超過80 km/h時，方向盤開始出現(xiàn)小幅低頻擺動，并且隨著車速的進(jìn)一步提高，擺動頻率也隨之加大。

2 前輪擺振原因分析

客車前輪擺振的成因較為復(fù)雜，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、懸架系統(tǒng)和行駛系統(tǒng)組成了一個多自由度振動系統(tǒng)，其中多個零部件的多種設(shè)計參數(shù)和特性對于系統(tǒng)的剛度、阻尼均會產(chǎn)生不同的特性，導(dǎo)致前輪擺振產(chǎn)生的機(jī)理復(fù)雜多變。影響車輪擺振的主要因素包括旋轉(zhuǎn)部件的剩余不平衡量、剛度、阻尼、前輪定位參數(shù)和各運動部件的運動特性[3]。

由于擺振發(fā)生于車速為80 km/h以上，車速越高，擺振越劇烈，擺振發(fā)生的車速范圍較大且并不存在明顯的振幅峰值，故可以排除自激振動產(chǎn)生的擺振。由于車輪總成的不平衡質(zhì)量產(chǎn)生離心慣性力的水平分力，即由周期變化的激振力和力矩持續(xù)作用引起的前輪擺振，主要包含以下三方面激勵源：1）主銷中心的力矩；2）車輪總成旋轉(zhuǎn)時產(chǎn)生的陀螺力矩；3）懸架與轉(zhuǎn)向桿系運動干涉。

客車行駛過程中隨著車速的提高，車輪轉(zhuǎn)速相應(yīng)提高，由于車輪的不平衡質(zhì)量產(chǎn)生力矩、車輪的陀螺力矩均隨之增大。因此，客車在高速行駛過程中，外界的激振力會隨著車速提高逐漸增大。

2.1 車輪和輪胎的剩余動不平衡量

車輪總成的動平衡超差時，由于不平衡質(zhì)量產(chǎn)生周期性變化的離心慣性力會造成汽車高速行駛時發(fā)生強(qiáng)迫擺振。

為了確認(rèn)車輪和輪胎的動不平衡量是否滿足要求，對故障車輛上前軸安裝的兩個車輪總成進(jìn)行動平衡復(fù)校測試，測試設(shè)備采用德國霍夫曼980L型動平衡機(jī)，根據(jù)企業(yè)標(biāo)準(zhǔn)《車輪系統(tǒng)整體裝配技術(shù)條件》（Q/KLQ 31-19—2022）4.3.4.3的要求：車輪系統(tǒng)復(fù)檢時，車輪和輪胎裝配體的動不平衡量應(yīng)不大于100 g，復(fù)檢結(jié)果為左右兩個車輪和輪胎裝配體的剩余不平衡量分別為75 g和55 g。車輪和輪胎的剩余動不平衡量小于企業(yè)標(biāo)準(zhǔn)的限值，故此因素不是導(dǎo)致車輛前輪擺振的主因。

2.2 轉(zhuǎn)向和懸架跳動干涉

懸架和轉(zhuǎn)向桿系統(tǒng)運動關(guān)系不協(xié)調(diào)也會引起車輪繞主銷擺振[4]。當(dāng)車輛行駛時，車輪跳動時前軸及主銷沿著懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)形成的圓弧運動，而轉(zhuǎn)向節(jié)沿著直拉桿的擺動中心進(jìn)行圓弧運動，因此，車輪上下跳動時會同時向著內(nèi)側(cè)或外側(cè)轉(zhuǎn)動。若懸架跳動的圓心和直拉桿擺動的圓心相距較遠(yuǎn)，就會使得車輪上下跳動時轉(zhuǎn)動的幅度較大，產(chǎn)生明顯的擺振。

分別對轉(zhuǎn)向運動特性和懸架運動特性進(jìn)行分析，測量復(fù)核板簧懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的運動軌跡與轉(zhuǎn)向直拉桿運動軌跡的干涉量，結(jié)果符合設(shè)計要求。同時，車輛發(fā)生擺振的工況為在良好路面上高速直線行駛時，此工況下路面激勵較小，車輪的跳動量很小，幾乎不會有明顯的懸架和轉(zhuǎn)向桿系統(tǒng)運動干涉，故可以排除此因素。

2.3 車輪的陀螺力矩

將高速轉(zhuǎn)動的車輪看成是一個轉(zhuǎn)子，而繞主銷轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)向節(jié)視為該轉(zhuǎn)子的框架，從而構(gòu)成一個二自由度的陀螺，如果車輪行駛在波形路面上（如搓板路），則車輪持續(xù)上下跳動，陀螺力矩將使車輪擺振，持續(xù)不停[5]。當(dāng)不平路面的激勵頻率與車輪繞主銷擺動的固有頻率很接近時，將發(fā)生劇烈擺振[2]。由于發(fā)生前輪擺振的客車行駛路面為光滑水平路面，路面的垂直方向激勵力較小，故也可排除此因素。

2.4 前軸主銷軸承結(jié)構(gòu)分析

對于前軸采用整體工字梁形式的客車，主銷的軸承結(jié)構(gòu)決定主銷摩擦的特性，因此，適當(dāng)增加主銷摩擦能夠改善車輪擺振，另一方面，通過安裝主銷止推阻尼軸承，能夠顯著改善車輪擺振[3]。該客車的前軸主銷軸承結(jié)構(gòu)采用上下銅襯套結(jié)構(gòu)，平面止推軸承為鋼制圓錐滾子軸承。在前軸無負(fù)載條件下進(jìn)行前軸輪端轉(zhuǎn)向啟動力矩測試，啟動力矩為230 N，符合設(shè)計要求，故可以排除此因素。

2.5 轉(zhuǎn)向桿系連接點檢查

轉(zhuǎn)向桿系對于前輪擺振的影響主要體現(xiàn)為綜合剛度和綜合阻尼，改變轉(zhuǎn)向橫拉桿的剛度對車輪擺振幅值和速度分岔有顯著影響；增加轉(zhuǎn)向減振器提高系統(tǒng)固有阻尼能夠顯著改善車輪擺振；轉(zhuǎn)向管柱、萬向節(jié)、球頭副的間隙會導(dǎo)致車輪擺振幅值增大并改變擺振分岔特性，惡化車輪擺振；增大轉(zhuǎn)向系統(tǒng)干摩擦力矩，有利于改善車輪擺振[3]。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)桿系連接點處如出現(xiàn)松曠等失效會導(dǎo)致轉(zhuǎn)向桿系的綜合剛度和綜合阻尼降低，造成前輪擺振。依次檢查方向盤、轉(zhuǎn)向管柱、轉(zhuǎn)向垂臂、直拉桿、橫拉桿等轉(zhuǎn)向桿系各連接點的鎖緊力距，各連接點的鎖緊力矩均符合要求，故可以排除此因素。

2.6 前輪定位參數(shù)檢查

該純電客車的前輪定位參數(shù)的設(shè)計值依次為主銷內(nèi)傾角7°、主銷后傾角3°、車輪外傾角1°、前輪前束值0～2 mm。對車輛進(jìn)行四輪定位，檢查后確認(rèn)實際測量值與設(shè)計值相符。

2.7 輪胎的特性參數(shù)

輪胎的特性參數(shù)尤其是剛度特性作為前輪擺振系統(tǒng)中突出的非線性因素，是前輪擺振系統(tǒng)的重要影響因素。前輪擺振的幅值會隨著輪胎側(cè)向剛度的增大而減小[4]。葉鳴強(qiáng)等通過建立線性擺振分析模型，研究得出增大輪胎側(cè)向剛度將降低發(fā)生“結(jié)構(gòu)型”擺振上臨界阻尼值[5]。陳熠等通過建立前起落架線性擺振數(shù)學(xué)模型，對某型客機(jī)前起落架進(jìn)行擺振分析，研究結(jié)果表明，增大輪胎扭轉(zhuǎn)剛度，擺振臨界速度和擺振臨界阻尼值均增大，擺振頻率也略有增大；增大輪胎側(cè)向剛度，擺振臨界速度和擺振臨界阻尼值也增大，而且速度越大影響越明顯[6]。

馮廣等通過分岔理論求解非線性擺振數(shù)學(xué)模型得到擺振區(qū)域圖，并對不同類型擺振進(jìn)行區(qū)分，深入研究輪胎剛度特性對擺振的影響規(guī)律，得出減小輪胎扭轉(zhuǎn)剛度有利于抑制擺振、增大輪胎側(cè)彎剛度有利于抑制擺振的結(jié)論[7]。

故障客車裝配國產(chǎn)A品牌255/70R22.5輪胎，為了對比輪胎的剛度和阻尼特性以及輪胎均勻性對于前輪擺振的影響，故先測試原車狀態(tài)時方向盤上的振動加速度，再將前輪輪胎更換為進(jìn)口 B品牌的同型號輪胎進(jìn)行對比測試。

3 前輪擺振測試

安排故障車輛進(jìn)行前輪擺振測試，在方向盤上布置加速度傳感器，記錄車輛行駛時方向盤上的Y向加速度，加速度傳感器布置位置如圖1所示。

故障車輛在封閉道路內(nèi)的干燥平整路面上以0～100 km/h的勻加速行駛，車輛行駛過程中同步記錄各測點的傳感器測試數(shù)值。裝配A品牌輪胎的客車方向盤振動頻域如圖2所示，裝配B品牌輪胎的客車方向盤振動頻域如圖3所示。由圖2可知頻域圖出現(xiàn)一條明顯的高光光帶區(qū)域，分析測試數(shù)據(jù)得出方向盤擺振的峰值出現(xiàn)在 9 Hz附近。而當(dāng)車速為80～100 km/h時，車輪的轉(zhuǎn)頻為7.8～9.8 Hz，故可確認(rèn)前輪擺振的激勵源來自車輪和輪胎系統(tǒng)。由圖3可知，更換B品牌輪胎后，頻域圖中已無明顯的高光區(qū)域，且主觀評價方向盤無擺振，故障解決。因此，可以判定前輪擺振由輪胎的特性參數(shù)差異導(dǎo)致。

圖2 原始狀態(tài)時方向盤振動頻域圖

圖3 更換B品牌時方向盤振動頻域圖

A品牌和B品牌的均勻性參數(shù)如表1所示，對比兩個品牌的各項參數(shù)可知，B品牌輪胎的側(cè)向力波動和側(cè)向力偏移相比A品牌輪胎有明顯優(yōu)勢，B品牌輪胎的側(cè)向剛度較A品牌更高。根據(jù)DIONíSIO H J等[8]關(guān)于輪胎側(cè)向剛度對擺振穩(wěn)定性影響的研究表明，隨著輪胎側(cè)向剛度的增大，系統(tǒng)穩(wěn)定區(qū)域增大，同時高速下系統(tǒng)的不穩(wěn)定區(qū)域變得更低。

表1 輪胎均勻性參數(shù)表 單位：mm

4 結(jié)論

通過對于前輪擺振產(chǎn)生的機(jī)理和常見的各零部件對前輪擺振的影響進(jìn)行逐一分析，找出可能導(dǎo)致前輪擺振的因素并進(jìn)行對比試驗測試，最終明確輪胎的側(cè)向剛度是引起該型客車前輪擺振的根本因素。前輪擺振除了在客車設(shè)計階段進(jìn)行有效的參數(shù)控制，還需在成品車故障反饋時快速分析原因并制定有效的解決方案。本文的案例可以為工程領(lǐng)域前輪擺振問題提供一種解決思路。