摘 要：采用模態(tài)分析方法得到汽車制動引起轉(zhuǎn)向盤抖動的原因是前懸架系統(tǒng)模態(tài)；通過改變控制臂后襯套剛度可改變懸架系統(tǒng)模態(tài)。試驗(yàn)結(jié)果表明：增加下擺臂后襯套剛度可改變懸架系統(tǒng)模態(tài)，有效縮短振動頻域，降低轉(zhuǎn)向盤抖動幅度。

引 言

制動引起的踏板、車體振動及轉(zhuǎn)向盤抖動發(fā)生的根源是機(jī)加工中制動盤厚度變化不均勻[1]，這類振動或抖動稱為冷抖動（Cold Judder）。制動盤圓周方向厚度不均勻會引起制動摩擦力矩周期性變化，導(dǎo)致轉(zhuǎn)向盤抖動，是機(jī)械結(jié)構(gòu)中由激勵源、振動傳遞器和振動放大輸出等環(huán)節(jié)組成的機(jī)械振動系統(tǒng)。由于制造精度不足引起制動盤圓周方向厚度尺寸不一致，這在汽車界是一大難題；另外，用戶長期使用中頻繁制動產(chǎn)生的制動摩擦力矩及不同的制動強(qiáng)度等因素，也會引起制動盤局部磨損，從而加劇制動盤沿著圓周方向的厚度尺寸變化不均勻。以上原因?qū)е轮苿舆^程中制動盤與摩擦片之間的制動摩擦力產(chǎn)生周期性變化[2]，周期性變化的制動力矩作為一種外部激勵傳遞給懸架系統(tǒng)、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)及車身結(jié)構(gòu)系統(tǒng)，當(dāng)制動力矩的變化頻率與懸架系統(tǒng)、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、輪端等結(jié)構(gòu)模態(tài)頻率相同時(shí)，會發(fā)生共振。由于采用的懸架結(jié)構(gòu)、輪端結(jié)構(gòu)及轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構(gòu)不同，駕駛員對制動引起的轉(zhuǎn)向盤振動主觀感受也會不同[3]。針對轉(zhuǎn)向盤抖動問題，國內(nèi)學(xué)者通過抖動現(xiàn)象描述、試驗(yàn)研究和定性分析進(jìn)行研究。

在某SUV開發(fā)過程的路試階段，在75～95 km/h車速下制動時(shí)，車輛發(fā)生抖動，轉(zhuǎn)向盤抖動嚴(yán)重，制動踏板和車身地板輕微抖動。

1 制動抖動發(fā)生機(jī)理

制動抖動發(fā)生的主要原因是制動力矩波動導(dǎo)致地面制動縱向力波動[4]，引起前輪擺振，該振動通過轉(zhuǎn)向系統(tǒng)及懸架擺臂襯套分別傳遞給轉(zhuǎn)向盤及前副車架，再由副車架放大后傳遞給轉(zhuǎn)向盤、車身，引起轉(zhuǎn)向盤抖動、車身地板抖動。

根據(jù)以上分析及故障車型的具體結(jié)構(gòu)，得出制動抖動的傳遞路徑，如圖1所示。

圖1 制動抖動傳遞路徑原理圖

根據(jù)圖1并結(jié)合整車路試測試，分析該振動問題的傳遞途徑，分辨共振部件，計(jì)算共振頻率，結(jié)合整車結(jié)構(gòu)布置，進(jìn)行改進(jìn)驗(yàn)證。

2 共振源模態(tài)分析

2.1 激勵源頻率分析

若制動盤的圓周內(nèi)厚度不均勻現(xiàn)象出現(xiàn)1～2次，則汽車行駛時(shí)，隨著車輪旋轉(zhuǎn)1圈，會產(chǎn)生1～2次激勵[5]。輪胎每秒鐘轉(zhuǎn)動的圈數(shù)為

（1）

式中：v為故障車車速，km/h；R為輪胎滾動半徑，mm。當(dāng)v為75～95 km/h，輪胎滾動半徑R為330 mm時(shí)，輪胎轉(zhuǎn)動圈數(shù)為10.0 ～12.7圈/s，計(jì)算得出制動盤與摩擦片產(chǎn)生的激勵頻率分別為10.0～12.7 Hz和20～26 Hz。若該故障車懸架、轉(zhuǎn)向及輪邊等部件固有頻率正好處于該范圍內(nèi)，則會引起共振。

2.2 麥弗遜前懸架模態(tài)分析

該車前懸架采用麥弗遜懸架，模態(tài)分析結(jié)果見表1。

表1 前麥弗遜懸架系統(tǒng)模態(tài)分析 Hz

由表1可知，前懸架系統(tǒng)的縱向模態(tài)頻率為24.9 Hz，處于該車在75～95 km/h（對應(yīng)車速為93 km/h）下的激勵頻率范圍20～26 Hz，會引起共振，導(dǎo)致車體、制動踏板及轉(zhuǎn)向盤抖動。

2.3 輪邊制動部件模態(tài)分析

帶轉(zhuǎn)向節(jié)的前輪制動部件包括前轉(zhuǎn)向節(jié)、制動卡鉗、制動盤及摩擦片。模態(tài)分析結(jié)果見表2。

表2 輪邊制動部件模態(tài)分析 Hz

表2中自由模態(tài)是結(jié)構(gòu)自身的固有模態(tài)，工作模態(tài)是用于工程時(shí)施加邊界約束后的實(shí)際結(jié)構(gòu)模態(tài)。帶轉(zhuǎn)向節(jié)的前輪制動部件的模態(tài)頻率，不在75～95 km/h制動時(shí)的激勵頻率范圍內(nèi)，避免了系統(tǒng)共振發(fā)生。

2.4 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)分析

通過HyperWorks軟件對該車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的模態(tài)分析得到，前后方向振動頻率是51.9 Hz，左右方向振動頻率是68 Hz。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)頻率均不在75～95 km/h制動時(shí)的激勵頻率范圍內(nèi)，避免了系統(tǒng)共振發(fā)生。

3 整車道路試驗(yàn)研究

為了測試制動力矩從輪邊到轉(zhuǎn)向盤的具體傳遞過程，在良好的瀝青路面上進(jìn)行制動抖動再現(xiàn)試驗(yàn)，實(shí)車不同部位安裝15個(gè)同步信號加速度傳感器（3個(gè)方向）。加速點(diǎn)測點(diǎn)布置見表3。

表3 傳感器測試布置

通過以上測點(diǎn)可以實(shí)時(shí)測試各個(gè)環(huán)節(jié)振動加速度幅值。

3.1 試驗(yàn)改進(jìn)方案

對前懸架系統(tǒng)模態(tài)進(jìn)行研究，隨著控制臂后襯套剛度增加，前懸架模態(tài)隨之改變。橡膠襯套剛度與懸架固有模態(tài)之間的關(guān)系見表4。

表4 橡膠襯套剛度與懸架系統(tǒng)模態(tài)關(guān)系

增加控制臂后襯套剛度，可提升懸架系統(tǒng)模態(tài)頻率，可將模態(tài)頻率移出制動抖動車速下的激勵頻率范圍。結(jié)合式（1）計(jì)算的故障車激勵頻率，將控制臂后襯套徑向剛度相比原剛度增加200%作為最終的改進(jìn)方案，見表5。

表5 控制臂后襯套剛度改進(jìn) N/mm

3.2 改進(jìn)方案的主觀評價(jià)結(jié)果

對故障車分別進(jìn)行原車狀態(tài)及改進(jìn)方案試驗(yàn)，制動引起轉(zhuǎn)向盤抖動的主觀評價(jià)見表6。

表6 主觀評價(jià)結(jié)果

從表6評價(jià)結(jié)果可知，采用改進(jìn)方案后，在50～70 km/h速度段，轉(zhuǎn)向盤抖動幅度比原車降低，改善明顯；在70～90 km/h速度段，制動抖動幅值變小，改善明顯。

3.3 改進(jìn)方案的客觀評價(jià)結(jié)果

對原車及改進(jìn)方案分別進(jìn)行80 km/h速度下制動，并進(jìn)行轉(zhuǎn)向盤抖動測試。測試部位如圖2所示，測試結(jié)果如圖3所示。

圖2 轉(zhuǎn)向盤抖動測試傳感器安裝

圖3 50～80 km/h制動時(shí)轉(zhuǎn)向盤抖動

由圖3得到以下結(jié)論：（1）以80 km/h初速度制動時(shí)，原車轉(zhuǎn)向盤抖動幅值最大為0.64g，改進(jìn)方案轉(zhuǎn)向盤抖動幅值最大為0.58g，降低近10%；（2）改進(jìn)方案在50～72 km/h階段轉(zhuǎn)向盤抖動迅速下降，原車在50～70 km/h階段轉(zhuǎn)向盤抖動幅值呈現(xiàn)上升趨勢；因此，在50～70 km/h車速范圍內(nèi)，改進(jìn)方案轉(zhuǎn)向盤抖動較原車有明顯改善，同主觀評價(jià)結(jié)果一致。

4 結(jié) 論

（1）制動引起轉(zhuǎn)向盤抖動的共振源是前懸架系統(tǒng)，通過改變控制臂后襯套剛度可改變懸架系統(tǒng)模態(tài)；

（2）試驗(yàn)結(jié)果表明：增加下擺臂后襯套剛度可改變懸架系統(tǒng)模態(tài)，有效縮短振動頻率，降低轉(zhuǎn)向盤抖動幅值。