輪胎側向剛度對客車前輪擺振的影響分析

陳家磊，陳 嘯，趙含雪

（金龍聯合汽車工業（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向機構及拉桿組成的系統繞主銷擺動、前橋繞汽車縱軸振動的合成運動[1]。客車的擺振易發生在直線行駛時，直線穩定車速高速行駛距離越長，擺振現象越容易出現[2]。某純電動中型客車在良好路面上行駛速度達到80～100 km/h時，方向盤出現小幅低頻的往復擺動，對于車輛的操縱穩定性存在較大影響。本文將依次介紹故障原因分析、改進方案實施的過程以及測試驗證改進的效果。

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、前懸架裝有橫向穩定桿、國產 A品牌255/70R22.5輪胎、國產鋼制車輪、承載式車身、液壓助力轉向系統、雙源電動轉向助力泵。整車最大總質量為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，當車速超過80 km/h時，方向盤開始出現小幅低頻擺動，并且隨著車速的進一步提高，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雜，轉向系統、懸架系統和行駛系統組成了一個多自由度振動系統，其中多個零部件的多種設計參數和特性對于系統的剛度、阻尼均會產生不同的特性，導致前輪擺振產生的機理復雜多變。影響車輪擺振的主要因素包括旋轉部件的剩余不平衡量、剛度、阻尼、前輪定位參數和各運動部件的運動特性[3]。

由于擺振發生于車速為80 km/h以上，車速越高，擺振越劇烈，擺振發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生的擺振。由于車輪總成的不平衡質量產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）車輪總成旋轉時產生的陀螺力矩；3）懸架與轉向桿系運動干涉。

客車行駛過程中隨著車速的提高，車輪轉速相應提高，由于車輪的不平衡質量產生力矩、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，由于不平衡質量產生周期性變化的離心慣性力會造成汽車高速行駛時發生強迫擺振。

為了確認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行動平衡復校測試，測試設備采用德國霍夫曼980L型動平衡機，根據企業標準《車輪系統整體裝配技術條件》（Q/KLQ 31-19—2022）4.3.4.3的要求：車輪系統復檢時，車輪和輪胎裝配體的動不平衡量應不大于100 g，復檢結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標準的限值，故此因素不是導致車輛前輪擺振的主因。

2.2 轉向和懸架跳動干涉

懸架和轉向桿系統運動關系不協調也會引起車輪繞主銷擺振[4]。當車輛行駛時，車輪跳動時前軸及主銷沿著懸架導向機構形成的圓弧運動，而轉向節沿著直拉桿的擺動中心進行圓弧運動，因此，車輪上下跳動時會同時向著內側或外側轉動。若懸架跳動的圓心和直拉桿擺動的圓心相距較遠，就會使得車輪上下跳動時轉動的幅度較大，產生明顯的擺振。

分別對轉向運動特性和懸架運動特性進行分析，測量復核板簧懸架導向機構的運動軌跡與轉向直拉桿運動軌跡的干涉量，結果符合設計要求。同時，車輛發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向桿系統運動干涉，故可以排除此因素。

2.3 車輪的陀螺力矩

將高速轉動的車輪看成是一個轉子，而繞主銷轉動的轉向節視為該轉子的框架，從而構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），則車輪持續上下跳動，陀螺力矩將使車輪擺振，持續不停[5]。當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，將發生劇烈擺振[2]。由于發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 前軸主銷軸承結構分析

對于前軸采用整體工字梁形式的客車，主銷的軸承結構決定主銷摩擦的特性，因此，適當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構采用上下銅襯套結構，平面止推軸承為鋼制圓錐滾子軸承。在前軸無負載條件下進行前軸輪端轉向啟動力矩測試，啟動力矩為230 N，符合設計要求，故可以排除此因素。

2.5 轉向桿系連接點檢查

轉向桿系對于前輪擺振的影響主要體現為綜合剛度和綜合阻尼，改變轉向橫拉桿的剛度對車輪擺振幅值和速度分岔有顯著影響；增加轉向減振器提高系統固有阻尼能夠顯著改善車輪擺振；轉向管柱、萬向節、球頭副的間隙會導致車輪擺振幅值增大并改變擺振分岔特性，惡化車輪擺振；增大轉向系統干摩擦力矩，有利于改善車輪擺振[3]。轉向系統桿系連接點處如出現松曠等失效會導致轉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、轉向管柱、轉向垂臂、直拉桿、橫拉桿等轉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 前輪定位參數檢查

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

2.7 輪胎的特性參數

輪胎的特性參數尤其是剛度特性作為前輪擺振系統中突出的非線性因素，是前輪擺振系統的重要影響因素。前輪擺振的幅值會隨著輪胎側向剛度的增大而減小[4]。葉鳴強等通過建立線性擺振分析模型，研究得出增大輪胎側向剛度將降低發生“結構型”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學模型，對某型客機前起落架進行擺振分析，研究結果表明，增大輪胎扭轉剛度，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學模型得到擺振區域圖，并對不同類型擺振進行區分，深入研究輪胎剛度特性對擺振的影響規律，得出減小輪胎扭轉剛度有利于抑制擺振、增大輪胎側彎剛度有利于抑制擺振的結論[7]。

故障客車裝配國產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，故先測試原車狀態時方向盤上的振動加速度，再將前輪輪胎更換為進口 B品牌的同型號輪胎進行對比測試。

3 前輪擺振測試

安排故障車輛進行前輪擺振測試，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可知頻域圖出現一條明顯的高光光帶區域，分析測試數據得出方向盤擺振的峰值出現在 9 Hz附近。而當車速為80～100 km/h時，車輪的轉頻為7.8～9.8 Hz，故可確認前輪擺振的激勵源來自車輪和輪胎系統。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差異導致。

圖2 原始狀態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品牌的均勻性參數如表1所示，對比兩個品牌的各項參數可知，B品牌輪胎的側向力波動和側向力偏移相比A品牌輪胎有明顯優勢，B品牌輪胎的側向剛度較A品牌更高。根據DIONíSIO H J等[8]關于輪胎側向剛度對擺振穩定性影響的研究表明，隨著輪胎側向剛度的增大，系統穩定區域增大，同時高速下系統的不穩定區域變得更低。

表1 輪胎均勻性參數表 單位：mm

4 結論

通過對于前輪擺振產生的機理和常見的各零部件對前輪擺振的影響進行逐一分析，找出可能導致前輪擺振的因素并進行對比試驗測試，最終明確輪胎的側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計階段進行有效的參數控制，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域前輪擺振問題提供一種解決思路。