某轻型客车高速时方向盘摆振原因分析及处理

检查车辆四轮定位参数

通过检查故障车辆的四轮定位参数发现，其定位参数值与设计值基本保持一致，由此我们可以确定出现的方向盘摆振问题不是由车轮定位参数所引起。

3.2 对转向系统固定安装处结构进行CAE分析

通过CAE分析表明，转向系统固定安装处的结构强度符合要求且安装部件的紧固力达到标准范围，因此振源在传递路径上不存在结构偏弱问题，其不是导致方向盘产生摆振的原因。

3.3 故障车辆振动传递路径检测及频率分析

对故障车辆进行振动传递路径检测，在转向系统的4个点上（a.方向盘12点位置 b.转向机壳体侧 c转向横拉杆球销固定螺母左端 d 转向横拉杆球销固定螺母右端）布置传感器如图2所示：

观察图3得出：方向盘在10～15Hz、25～35Hz两频率范围内振幅较大，转向器在35～45Hz、60～65Hz、100～105Hz范围内振幅出现峰值，左右横拉杆球头在整个频率范围内振幅变化不是很大。且整车方向盘摆振现象发生时，车速表显示车速为110km/h（30.6m/s）。车轮规格为185R15LT-8PR，理论计算出车轮与地面相互作用产生激励频率为：

由此可知车轮的一阶激励频率与转向柱固有频率相差甚远，其转向系统结构在激励范围内不存在共振。但车轮的激励频率却又与方向盘振动产生的频率基本一致，故可以判断摆振的主要原因是由于前轮旋转部件的动不平衡产生了绕主销的角振动通过转向系统传递到方向盘所致。

由以上分析可以找出故障车辆的原因，下面以国标和行业执行标准为参照对故障车辆进行相关部件的改进与验证。

4 整车试验验证及改进

4.1 动不平衡量计算标准

按照目前我国乘用车的执行标准：车轮总成进行动平衡实验后，其单面剩余动不平衡量不应大于10g。又参照国标GB/T 9234 机械振动恒态（刚性）转子平衡品质的要求，其许用剩余不平衡量的计算公式如下：

制动盘总成动不平衡量

如以上计算所示，本车轮毂带制动盘总成的许用动不平衡量为 Uper≤1244+744=1988 （g·mm）。

一般取回转体可进行加重或去重点处的半径R为回转体的标定半径，本次试验轮毂制动盘合件的R值取轮毂最大外壁处的半径105mm；按照动平衡机的显示，以公式（4）转换本轻型客车的许用

4.2 轮毂带制动盘总成的动不平衡试验

将回转体安装在动平衡机的支撑位置上，使回转体转动。根据支撑的情况不同，测量支撑处的振动和支反力，然后用分离解算电路计算出回转体的不平衡量，以及找出相对应的位置。再对回转体进行加重或去重处理，直至达到平衡量的要求。

针对本轻型客车进行试验后，检查车轮总成单面剩余动不平衡量，发现其均满足小于10g的要求。

考虑到仪器误差，测量10组轮毂制动盘合件的动不平衡量测量进行比较，其结果如表4、表5所示：

如表4、表5所示，左、右车轮出现较大动不平衡量的角度区域都很集中，其中左轮角度主要集中在259 ～ 273°，右轮主要在227 ～ 231°。而且随着角度的增加其各自动不平衡量的波动变化无规律可言，左轮动不平衡量主要集中在38.9～ 40.74g之间、右轮在45.7 ～ 47.17g之间。由于部件供应厂家未对部件进行动不平衡量检测及相应的去重处理，导致部件的动不平衡量均远大于许用动不平衡量19g。

4.3 整车改进及批量装车验证

按照本车轮毂带制动盘合件的许用动不平衡量19g的要求，对相应部件进行去重处理。然后将此两盘毂合件装配到故障车辆中，安装先前轮胎进行整车验证，抖动故障消失。因此根据以上验证，对影响方向盘高速时摆振的轮毂、制动盘合件和轮胎总成的动平衡重新制定技术要求。并对市场上的3辆故障车辆，进行安装动不平衡量满足要求的轮胎总成和前轮毂合盘总成，有效地消除了高速时方向盘的摆振现象。

统计各月份下线车辆方向盘高速抖动台数及其故障率统计如图4所示，其中从2011年9月开始用整改后的部件进行装车。

由图4可以看出，未用整改后部件装车的月份其下线故障率较高，而从9月份开始用整改后的部件进行装车后，其9、10两个月份的下线故障率显著下降，并保持在一个较低的故障率水平上。对于9、10月份总共出现的5台故障车辆进行分析，根据相关部件检测结果，更换标准轮胎或轮毂后道路试验状态良好；为保证方向盘抖动出厂故障率为0，因此生产过程中需要对轮胎、轮毂等来件的品质进行严厉管控。

5 结束语

通过以上理论分析和试验论证，可明确得出该车型高速时方向盘摆振是由轮毂、制动盘总成及轮胎总成的动不平衡量偏大引起的，车轮等旋转部件高速时较大的力矩波动是产生方向盘摆振的振源。本文验证了对相应部件进行去重处理可以很好地消除方向盘摆振现象的方法，得出通过控制轮毂、制动盘总成的动不平衡量和车轮总成的动不平衡量是控制高速时方向盘摆振的一种经济而又有效的措施。

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