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汽车在高速工况下方向盘摆振问题的研究

范文

白海涛燕征

摘要：本文根据某车型方向盘高速工况下摆振问题的反馈，建立整车有限元模型。通过传递路径分析（TPA），分析了转向节到方向盘振动传递的关键路径;再根据振动传递函数（VTF）分析，结合模态分析结果，确定了前摆臂后套Y向刚度不足为引起方向盘高速摆振的关键要素。经过尺寸优化，将该向刚度提升至3500N/mm以上。经实车测试，高速方向盘摆振未再出现，问题得到有效解决。

关键词：方向盘;摆振;衬套刚度;尺寸优化

0 引言

摆振问题是机械动力学的研究范畴，广泛发生在火车、汽车、摩托车及飞机的起落架系统中。在汽车领域，转向系统在一定条件下会产生车轮绕着转向主销的持续摆动问题，从而诱发车轮侧偏角的摆动。这种形式的摆动通过转向系统反馈至驾驶员操纵的方向盘上，带来驾驶员开车“麻手”或者车辆跑偏的问题，影响整车适性和安全性。

根据方向盘摆振发生的车速区间不同，可分为低速摆振和高速摆振。低速时，车轮等动不平衡量对摆振影响较小，自激摆振占据主导作用;高速时，车轮动不平衡量对摆振影响较大，属于强迫摆振。低速摆振的车速一般低于50km/h，高速摆振一般高于60km/h。低速摆振和高速摆振并无绝对车速界限，由于方向盘摆振问题常涉及转向系统的间隙、松旷及其参数的匹配问题[1]，在实际行车过程中，低速强迫摆振和高速自激摆振现象均可发生[2]。

某车型在更换前摆臂后衬套之后，实际行车过程中出现方向盘摆振问题，表现为车辆高速行驶时，方向盘出现沿圆周方向的高频抖动，振幅明显。本文利用有限元分析的方法，建立整车有限元模型;通过传递路径分析（TPA），确定轮胎至方向盘传递的关键路径;再对传递路径上的关键要素进行振动传递函数（VTF）分析，确定了问题点为前摆臂后衬套的Y向动刚度不足;后经尺寸优化，将该方向动刚度提升至3500N/mm以上，方向盘摆振问题得以解决。

1 有限元建模及模型验证

1.1 离散方式和边界条件

使用有限元软件进行离散，其中板件采用Shell单元，单元基准长度为8mm;铸件采用Solid单元，单元基准长度为2mm;焊点采用Acm单元模拟，螺栓采用Rbe2单元模拟;单元总数为13028335个，节点总数为5330096个，质量1453kg;

其中，模态分析为自由模态， TPA和VTF分析的激励点为转向节位置处，响应点为方向盘3/12点处。

1.2 TPA/VTF分析

对整车有限元模型进行TPA和VTF分析计算，在转向节处施加1N的扫频激励，得到原状态和更换衬套之后的状态（现状态）两种情况下方向盘3点和12点钟的响应，如图1所示。

分别计算了转向节X/Y/Z三个方向的激励，结果表明仅有X向的激励，方向盘才有响应。对于转向节X向的激励，仅方向盘12点钟的Y向和3点钟的Z向有相应，表现为响应点处沿切线方向方向的响应，符合方向盘摆振的特征，初步表明了建模和计算的准确性。

针对行驶系中轮胎，由转动引起的激励频率与转速之间的关系可以表示为：

f = V / （S*3.6）

其中：V-----车辆行驶速度，单位Km/h;

S-----轮胎行驶时的周长，单位m;

依据以上公式，由车轮转动引起的激励频率约为14Hz，而理论计算的摆振频率为16Hz，二者有2Hz的差异。一方面理论计算使用的是理论周长，可能与实际情况不符;另一方面可能是因为实际工况的衬套刚度、阻尼较为复杂，而仿真计算仅给定有限工况下的测定值，二者有差异。但理论计算和数值模拟的摆振频率相差不大，可以为后续的优化提供有效指导。

峰值频率对比结果表明，现状态峰值频率比原状态降低2Hz，說明更换后的衬套刚度发生了变化，进而诱发了方向盘的高速摆振。

根据测试结果，衬套的三向刚度分别为8355N/mm（X向），3210N/mm（Y向），1454N/mm（Z向）。下一步需对衬套三向刚度对方向盘的高速摆振问题进一步分析。

2 方向盘高速摆振问题原因

2.1 X和Z向刚度对方向盘摆振的影响

保持其他两个方向的衬套刚度保持不变，X和Z向刚度从3000N/mm变化至11000N/mm，间隔2000N/mm。计算了方向盘12点钟响应对转向节X和Z向激励的结果。随着衬套X和Z向刚度的变化，方向盘12点钟的响应并无明显变化，表明X和Z向刚度并非方向盘摆振的关键要素。

2.2 Y向刚度对方向盘摆振的影响

保持其他两个方向的衬套刚度保持不变，Y向刚度从3000N/mm变化至11000N/mm，间隔500N/mm发生变化。图2给出了方向盘12点钟响应对转向节Y向激励的结果。

分析结果表明，随着衬套Y向刚度的变化，摆振频率的峰值变化非常明显。表明Y向刚度是提升方向盘摆振问题的关键要素。

由图2可知，当衬套刚度处于3300N/mm以下时，随着衬套刚度的提升，摆振频率大体表现为线性增长;当衬套刚度处在3300-5000N/mm时，摆振频率保持不变;而当衬套刚度在5000-5500N/mm时，摆振频率有小幅提升，其后保持稳定状态。从经济型和可行性角度，建议将衬套的Y向动刚度提升至3500N/mm左右，此时可将方向盘高速摆振频率提升3Hz，同时对其他性能影响不大。

3 测试验证

经与供应商沟通，对该衬套刚度进行调整，使其Y向刚度提升至4000N/mm。经过实车在高速路况的测试，方向盘摆振问题未发生，表明了优化方案的可行性。

4 结论

本文根据某车型方向盘高速摆振问题的反馈，建立整车有限元模型。通过传递路径分析（TPA），确定转向节到方向盘振动传递的关键路径;再根据振动传递函数（VTF）分析，结合模态分析结果，确定了前摆臂后侧的衬套Y向刚度不足为引起方向盘高速摆振的关键要素。最后经过尺寸优化，建议该项刚度提升至3500N/mm以上。经实车测试，高速方向盘摆振问题得到解决，也为同类问题的整改提供了思路和方法。

参考文献：

[1] 刘宏飞. 半挂汽车列车横摆动力学仿真及控制策略研究[D]. 长春：吉林大学， 2005.LIU Hongfei. Study on the simulation and control strategy for yaw motion dynamics of tractor-semitrailer[D]. Changchun： Jilin University， 2005.

[2] 宣海军，苏荣，江腾飞. 汽车仪表板横梁系统固有振动特性研究[J]. 机械，2014（4）：37-49

（中国核电工程有限公司郑州分公司? 河南? 郑州? 450052）

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