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轉(zhuǎn)向系統(tǒng)抖動機理簡介
2019-06-03 23:39:31· 來源：易萌森戈CAE工作室 作者：黃森
轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的振動（抖動）研究可分為（1）汽車怠速狀態(tài)下方向盤的振動；（2）電動助力轉(zhuǎn)向器助力電機產(chǎn)生的振動和液壓動力轉(zhuǎn)向器的振動導(dǎo)致的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)振動；（3）
轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的振動（抖動）研究可分為（1）汽車怠速狀態(tài)下方向盤的振動；（2）電動助力轉(zhuǎn)向器助力電機產(chǎn)生的振動和液壓動力轉(zhuǎn)向器的振動導(dǎo)致的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)振動；（3）汽車在高速狀態(tài)下方向盤的擺振，高速行駛過程中的振動類型主要有：轉(zhuǎn)向車輪的躍擺振動（shimmy）、轉(zhuǎn)向盤繞轉(zhuǎn)（wheel fight）、轉(zhuǎn)向盤扭動（nibble）。方向盤的抖動一般發(fā)生在汽車怠速或者汽車在中高速行駛下產(chǎn)生的，其振動頻率范圍一般在為5~40Hz 左右，屬于低頻。一般情況下方向盤Y向振動小于0.5m/s2時手感覺不到振動，大于1.5 m/s2時手感到發(fā)麻。 目前減小轉(zhuǎn)向系統(tǒng)振動的有效方法是對降低外部對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的激振力，即可能使轉(zhuǎn)向系統(tǒng)振動固有頻率與外界激勵錯開。下面主要對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的怠速和行駛振動產(chǎn)生機理進行簡要介紹。
（1）怠速時振動
汽車怠速時，由于發(fā)動機的持續(xù)激勵，在汽車遇到等紅燈、堵車等情況時，汽車方向盤的振動如果不能控制在合理范圍內(nèi)會給駕駛員帶來極大的困擾，而振動時間較長，會使駕駛員手臂麻木、焦躁不適，給安全行駛帶來危險，同時轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的振動也會使得接觸零件磨損加速，降低系統(tǒng)使用壽命。正是由于以上原因，抑制汽車怠速時方向盤的振動有著重要意義。
一般情況下，方向盤的振動是振動激勵源和系統(tǒng)中傳遞路徑兩個方面共同引起。汽車怠速運行時，當(dāng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中某階的模態(tài)頻率與激勵源的頻率相互耦合，而在激勵源和方向盤的傳遞路徑上又缺少較好的吸振部件或者隔振措施，就會引起轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的共振現(xiàn)象，導(dǎo)致方向盤某方向的振動加速度過大。當(dāng)汽車怠速狀態(tài)開空調(diào)時，系統(tǒng)中激勵源有兩個：一個是由于發(fā)動機活塞運轉(zhuǎn)不斷的往復(fù)慣性產(chǎn)生的激勵力，對于比較常見的四沖程發(fā)動機，點火頻率以二階為主，可以通過式(1)計算；二是空調(diào)風(fēng)扇在高速運轉(zhuǎn)時，由于風(fēng)扇扇葉存在動不平衡量，產(chǎn)生了以自由振動系統(tǒng)中的基頻為主的離心力，形成固定的激勵源，空調(diào)風(fēng)扇的激勵頻率可以通過式(2)計算。
f 表示發(fā)動機點火頻率(Hz)， f'表示空調(diào)風(fēng)扇轉(zhuǎn)動頻率(Hz)，
n表示發(fā)動機的轉(zhuǎn)速(r/min)，n'表示空調(diào)風(fēng)扇轉(zhuǎn)速(r/min)，i表示發(fā)動機的缸數(shù)。
一般在研究汽車怠速轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的振動問題時，方向盤的抖動主要考慮來自發(fā)動機和空調(diào)風(fēng)扇的激勵，其他子系統(tǒng)傳遞路徑對方向盤的振動影響較小，可以忽略。方向盤的振動主要通過以下傳遞路徑：一是發(fā)動機自身的激勵經(jīng)過發(fā)動機懸置減振，通過前儀表盤橫梁、車架傳遞到方向盤，另一種是發(fā)動機的激勵通過前副車架，經(jīng)過左右轉(zhuǎn)向節(jié)、轉(zhuǎn)向搖臂、轉(zhuǎn)向器，通過轉(zhuǎn)向管柱等部件最終傳遞到方向盤；二是發(fā)動機激勵先通過發(fā)動機懸置減振，經(jīng)過轉(zhuǎn)向橫拉桿、車架最終傳遞到方向盤；三是發(fā)動機的激勵，通過排氣系統(tǒng)，經(jīng)吊耳、車架、儀表盤管梁以及轉(zhuǎn)向管柱，最后傳遞到方向盤。空調(diào)風(fēng)扇的振動先通過冷卻系統(tǒng)減震墊減振，經(jīng)過車架和轉(zhuǎn)向管柱的傳遞，最終引起方向盤的振動。這兩種方式的傳遞路徑如圖2所示。
圖2 怠速激勵振動傳遞
由于發(fā)動機在汽車怠速狀態(tài)下引起的激勵，導(dǎo)致方向盤的振動，一般情況下可采用模態(tài)分析的方法，將轉(zhuǎn)向系統(tǒng)自身的固有頻率與發(fā)動機的怠速時的點火頻率避開，而測量轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的固有頻率的方法，目前可以用試驗和仿真模擬兩種方法測得其模態(tài)振型和頻率。
（2）行駛狀態(tài)振動
轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的振動有多種形式，當(dāng)汽車在高速運動時，車輪如果繞其主銷軸線做不間斷的回轉(zhuǎn)擺動，會導(dǎo)致激勵經(jīng)傳遞路徑在方向盤產(chǎn)生繞自身軸心的回轉(zhuǎn)抖動，從而引起車身橫向振動。這種振動是汽車高速行駛時，車身的低階固有頻率與傳動系統(tǒng)低階固有頻率相近引起的共振，或者是路面給輪胎的反作用力通過輪胎經(jīng)傳動系統(tǒng)的傳遞，形成頻率較窄的外部激勵，也可由發(fā)動機點火爆燃所引起的沖擊形成的強迫振動等等。這些原因引起的振動可能振幅不是很大，但是可以通過各個系統(tǒng)的連接，最終感覺到方向盤的抖動。
汽車在高速運動時，車輪如果繞其主銷軸線做不間斷的回轉(zhuǎn)擺動，會導(dǎo)致激勵經(jīng)傳遞路徑在方向盤產(chǎn)生繞自身軸心的回轉(zhuǎn)抖動，從而引起車身橫向振動。振動量的大小可以用方向盤繞自身軸心的回轉(zhuǎn)擺動的角速度表示，而振動加速度a可以用角速度表示其中R代表方向盤的半徑大小，代表方向盤振動時角速度大小，角速度越大，根據(jù)方程，方向盤的振動加速度也就越大，所以為了方便，本文將用振動加速度的幅值來作方向盤振動的評價指標(biāo)。
車輪繞其主銷軸線做回轉(zhuǎn)擺動的原因是車輪存在質(zhì)量、尺寸以及剛度的不均勻性，在車輪轉(zhuǎn)動時，因車輪制造不均勻性而產(chǎn)生離心力，產(chǎn)生輪胎的動不平衡，如圖3和圖4所示，其中質(zhì)量塊m 與車輪軸心線的距離為r ，兩個質(zhì)量塊的水平距離為d ，設(shè)車輪轉(zhuǎn)動時的角速度為 ，那么兩個質(zhì)量塊所產(chǎn)生的離心力
形成的力偶為：
輪胎的側(cè)向擺動正是由于此力偶造成的，特別是此擺動的頻率如果與轉(zhuǎn)向器、轉(zhuǎn)向管柱和方向盤等機構(gòu)組成的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)機構(gòu)的頻率相近時，就會引起轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的共振，導(dǎo)致系統(tǒng)發(fā)生較為劇烈的扭轉(zhuǎn)和回擺，也就是強迫型的擺振現(xiàn)象，這種現(xiàn)象最后通過方向盤的抖動所表現(xiàn)出來。
圖3 車輪尺寸、剛度不均勻性
圖4 車輪不平衡質(zhì)量塊分布
由于目前輪胎所選橡膠材質(zhì)以及制造工藝水平的差異，極易使車輪質(zhì)量分布不均，導(dǎo)致車輪的動平衡問題。因此，當(dāng)汽車行駛在平穩(wěn)路面時，路面會給車輪帶來周期性的持續(xù)激勵。激勵頻率近似公式
路面給車輪的激勵一般由輪胎型號控制的，所以很難改變激勵的大小，汽車在高速行駛時，方向盤的抖動會帶來一定的危險，影響汽車整體的運動穩(wěn)定性和安全性。而這種缺陷在汽車上所表現(xiàn)出的特點是：
(1) 由于這種抖動特性需要特定的觸發(fā)條件，一般來說舊汽車相比于新汽車而言，由于零部件之間的磨損以及橡膠的老化問題，更容易產(chǎn)生這種振動特性，并不是所有的汽車都有此種情況；
(2) 根據(jù)質(zhì)量塊所產(chǎn)生的離心力的公式，其質(zhì)量塊的質(zhì)量越大，這種抖動也就越明顯；
(3) 方向盤抖動的嚴(yán)重程度一般跟自身的車速有關(guān)，而且是在某個特定的車速區(qū)間內(nèi)其振動最為強烈。
強迫擺振由周期性的干擾源引起，主要來自車輪的不平衡、端面擺差、徑向擺差一級輪胎特性沿著周長的不均勻性，另外適當(dāng)?shù)脑黾討壹軇偠?、懸架雙向阻尼系數(shù)、橫向穩(wěn)定桿剛度、優(yōu)化轉(zhuǎn)向機構(gòu)布置可以降低轉(zhuǎn)向擺振。
由于汽車運動狀態(tài)的不同，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)振動的機理也不盡相同。而這種差異其中一個是體現(xiàn)在兩種運動狀態(tài)下建立的有限元模型的不同，怠速狀態(tài)建立的模型較為簡單，高速運動狀態(tài)建立的模型較為復(fù)雜；另一個差異性是兩種運動狀態(tài)分析流程和復(fù)雜程度的不同。
在有限元仿真分析中，首先也是重要的一步是建立完整而精確的有限元模型，為了計算節(jié)省時間以及更容易地觀察子系統(tǒng)的振動情況，可以將轉(zhuǎn)向系統(tǒng)單獨從整車模型中提取出來。圖5 左邊圖是轉(zhuǎn)向系統(tǒng)怠速狀態(tài)振動分析模型，右邊圖是高速狀態(tài)振動分析模型，其中兩者的區(qū)別：(1)高速狀態(tài)下轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的模型更為復(fù)雜和全面，考慮到了從路面?zhèn)鬟f來的激勵，同時忽略掉輪胎建模的復(fù)雜性，可以轉(zhuǎn)向節(jié)處施加激勵；(2)右圖中所要建立的有限元模型更接近實際情況，圖中的轉(zhuǎn)向節(jié)、轉(zhuǎn)向拉桿等零部件采用的是實體網(wǎng)格，連接處的襯套等減振緩沖部件采用CBUSH 單元模擬彈簧，這樣在分析該結(jié)構(gòu)對減振問題影響的時候比較有利，而且對于探討高速路況下方向盤的振動，分析各個零部件之間的傳遞路徑時很方便；(3)兩種狀態(tài)的分析振動方式有所不同，對于怠速振動分析，一般關(guān)心的是轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的固有頻率與發(fā)動機怠速頻率相互錯開，避免共振，而高速行駛下方向盤振動分析是由車輪上輸入的振動加速度頻譜當(dāng)作系統(tǒng)激勵，以方向盤12 點位置處的振動加速度大小或者振動角速度大小為響應(yīng)來評價方向盤振動大小的方法。
圖5轉(zhuǎn)向系統(tǒng)怠速狀態(tài)振動分析模型和高速狀態(tài)振動分析模型
圖6高速行駛狀態(tài)下轉(zhuǎn)向系統(tǒng)有限元網(wǎng)格模型
表1轉(zhuǎn)向系統(tǒng)前8 階模態(tài)固有頻率統(tǒng)計表，圖7位各階模態(tài)振型
表 1
圖7轉(zhuǎn)向系統(tǒng)前8 階模態(tài)振型
圖8
圖8為實測的一組左右轉(zhuǎn)向激勵點的加速度功率譜密度曲線，從中可以看出，各個傳感器測點的峰值及峰值頻率較為接近，均在29Hz 附近，處于方向盤敏感頻率范圍內(nèi)。將上述試驗結(jié)果作為激勵，激勵點加載位置，見圖9
圖9 激勵和響應(yīng)點位置
圖10 響應(yīng)
圖10可見，在頻率29Hz 附近，方向盤的振動加速度幅值已經(jīng)達到了1.48m/s2，這段頻率正是方向盤的固有頻率，與激勵源的頻率相互耦合發(fā)生共振。另外，機械的振動是由激勵源或者傳遞函數(shù)，一方面或者兩方面共同引起的。激勵源引起的振動需要從源頭上將激勵進行隔離或者減小，或改變結(jié)構(gòu)本身固有頻率避開激勵頻率。雖然提高方向盤本身固有頻率可以避開此頻率段，但由車輪動不平衡產(chǎn)生的激勵源的頻率會隨著車速的改變而發(fā)生變化，不能從根本上解決其振動原因。而傳遞函數(shù)引起的方向盤振動問題需要利用仿真模型進行分析，在Virtual.lab的頻響函數(shù)選項下計算轉(zhuǎn)向節(jié)到方向盤的傳遞函數(shù)，得到曲線如
圖11 傳遞函數(shù)
從圖中可以觀察到，在問題頻率29Hz 左右并沒有出現(xiàn)過大峰值，且轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中沒有部件與方向盤的在29Hz 的模態(tài)相接近，若提高或減小方向盤固有頻率，隨著車速的改變，激勵的頻率也會隨之變化，所以通過優(yōu)化結(jié)構(gòu)零部件厚度或增強其結(jié)構(gòu)剛度的方式是無法抑制振動的。針對此問題可在方向盤上添加動力吸振器，利用吸收振動元件能量的方法，使得方向盤的振動情況得到控制。
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