C-EPS轉(zhuǎn)向系統(tǒng)異響問(wèn)題改進(jìn)研究

高家兵，安宗權(quán)，劉慧建，李克峰

（1.奇瑞汽車股份有限公司產(chǎn)品技術(shù)中心，安徽 蕪湖 241000；2.蕪湖職業(yè)技術(shù)學(xué)院，安徽 蕪湖 241000）

前言

同整車大多數(shù)噪音一樣，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的噪音一般不能完全消除，需要控制在人耳能接受的正常范圍內(nèi)。如果零部件及之間的匹配發(fā)生異常，噪音就會(huì)高于能接受的范圍。對(duì)于這種噪音，我們稱之為異響。常見(jiàn)的有轉(zhuǎn)向操作異響、顛簸路面異響、起步異響、方向盤(pán)怠速抖動(dòng)甚至異響。異響一般都是零部件磨損損壞、連接松動(dòng)等失效的預(yù)兆和外在表現(xiàn)。因此，異響不但帶來(lái)顧客抱怨，更會(huì)給主機(jī)廠、零部件供應(yīng)商帶來(lái)更多的售后索賠，產(chǎn)生巨大的經(jīng)濟(jì)損失和品牌損失，最終損失的是市場(chǎng)。

1　轉(zhuǎn)向系統(tǒng)開(kāi)發(fā)遇到問(wèn)題

C-EPS轉(zhuǎn)向系統(tǒng)包括轉(zhuǎn)向管柱總成和轉(zhuǎn)向機(jī)總成。系統(tǒng)內(nèi)零件連接副豐富多樣，包括渦輪蝸桿、齒輪齒條、萬(wàn)向節(jié)叉、球銷連接。每個(gè)鏈接副都是產(chǎn)生異響的風(fēng)險(xiǎn)源頭。因此轉(zhuǎn)向系統(tǒng)內(nèi)產(chǎn)生異響的部位也比較多，且外在表現(xiàn)也不同。因此針對(duì)每個(gè)部位產(chǎn)生的異響，要制定相應(yīng)的控制措施，是轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)要點(diǎn)。

2　轉(zhuǎn)向系統(tǒng)異響分類

根據(jù)開(kāi)發(fā)經(jīng)驗(yàn)，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)異響主要表現(xiàn)為5大形式，如表1所示，其中換向異響、壞路振響以及EOT異響成因比較復(fù)雜，常見(jiàn)的原因包括渦輪蝸桿異響、安裝固定點(diǎn)異響、中間軸異響、齒輪齒條異響、電機(jī)助力不足產(chǎn)生異響。本文對(duì)以上異響部位進(jìn)行詳細(xì)剖析。

3　轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要風(fēng)險(xiǎn)點(diǎn)異響分析及控制

3.1　渦輪蝸桿異響

渦輪蝸桿減速機(jī)構(gòu)如圖1所示，是電動(dòng)轉(zhuǎn)向管柱的機(jī)械結(jié)構(gòu)的核心零部件，既要滿足傳遞力矩大，又要滿足傳遞效率高的要求。如果渦輪蝸桿配合間隙大，蝸桿軸承游隙大，就會(huì)出現(xiàn)機(jī)械異響。特別是在方向盤(pán)轉(zhuǎn)向換向時(shí)，以及過(guò)顛簸路面時(shí)，減速機(jī)構(gòu)異響明顯。采用間隙自動(dòng)補(bǔ)償機(jī)構(gòu)，可保證蝸輪蝸桿無(wú)間隙嚙合。蝸桿緩沖結(jié)構(gòu)，減小換向沖擊噪聲。蝸輪與蝸桿配合（非蝸桿斜齒輪配合），齒面承載力大。軸承游隙消除機(jī)構(gòu)，減小換向沖擊噪聲。

表1　轉(zhuǎn)向系統(tǒng)異響分類

圖1　渦輪蝸桿結(jié)構(gòu)

圖2　渦輪蝸桿中心距調(diào)整

某車型在開(kāi)發(fā)過(guò)程中遇到顛簸路面振響問(wèn)題，經(jīng)測(cè)量分析確認(rèn)渦輪蝸桿配合間隙大，蝸桿徑向有活動(dòng)間隙。為減小渦輪蝸桿的配合間隙，在蝸桿處增加間隙補(bǔ)償機(jī)構(gòu)，渦輪蝸桿的中心距也相應(yīng)的減小，如圖2所示。對(duì)優(yōu)化前后的方案客觀測(cè)量和主觀評(píng)價(jià)，優(yōu)化后的方案措施有效，主觀評(píng)價(jià)可接受，如表2所示。

表2　配合參數(shù)對(duì)比

驗(yàn)證表明采用間隙補(bǔ)償機(jī)構(gòu)消除渦輪蝸桿的間隙，蝸桿處振動(dòng)加速度降幅達(dá)到50%，主觀評(píng)價(jià)也達(dá)到了可接受的水平。

3.2　安裝固定點(diǎn)異響

EPS轉(zhuǎn)向管柱電機(jī)在提供扭矩助力時(shí)，也會(huì)同時(shí)受到轉(zhuǎn)向管柱的反作用力，自身產(chǎn)生晃動(dòng)，如果晃動(dòng)量太大，會(huì)跟周邊件產(chǎn)生碰撞干涉。

對(duì)于下支架柔性連接，電機(jī)可以產(chǎn)生很大的晃動(dòng)量，一般晃動(dòng)量可達(dá)到12mm乃至更大。不同的橡膠硬度可以達(dá)到不同晃動(dòng)量的要求。在設(shè)計(jì)階段可以通過(guò)有限元分析的方法，較準(zhǔn)確的計(jì)算模擬。

在橫梁的U型支架剛度設(shè)計(jì)滿足電機(jī)晃動(dòng)量的前提下，也不能設(shè)計(jì)太高。對(duì)于下支架剛性固定的結(jié)構(gòu)，支架剛度太大，螺栓扭矩多用于克服U型支架的變形，而施加到夾緊管柱的力就會(huì)減少。在電機(jī)反作用力下，管柱和U型支架就會(huì)產(chǎn)生摩擦異響。計(jì)算方程如下：

式中：T0—電機(jī)扭矩反作用力；

F1—管柱支架夾緊力；

μ—U型支架與管柱支架摩擦系數(shù)；

F0—螺栓預(yù)緊力；

F2—U型支架變形力。

圖3　優(yōu)化前下支架剛度

圖4　優(yōu)化后下支架剛度

在做結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)，通過(guò)有限元分析（如圖3、圖4所示），優(yōu)化支架的結(jié)構(gòu)，在滿足轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)的前提下，適當(dāng)降低支架剛度，保證橫梁支架與管柱支架有充分的壓力。

表3　配合參數(shù)對(duì)比

通過(guò)不同方案對(duì)比評(píng)價(jià)，見(jiàn)表 3，U型支架控制在11.6KN/mm，螺栓摩擦系數(shù)在0.18以內(nèi)，25Nm扭矩可以滿足連接可靠性要求。為了提高設(shè)計(jì)的可靠度，下支架安裝螺栓可以增加到M10，力矩增加到50Nm。

3.3　中間軸異響

轉(zhuǎn)向管柱總成扭轉(zhuǎn)間隙為芯軸彈片間隙、中間軸花鍵配合間隙、萬(wàn)向節(jié)叉間隙的總和。如果間隙超差，容易出現(xiàn)轉(zhuǎn)向異響、顛簸路面異響。為了保證轉(zhuǎn)向管柱不出現(xiàn)異響，轉(zhuǎn)向管柱帶中間軸總成的間隙，是重要的檢測(cè)指標(biāo)，在實(shí)際生產(chǎn)中要 100%檢測(cè)，保證達(dá)到設(shè)計(jì)要求。扭轉(zhuǎn)間隙測(cè)量包括了扭轉(zhuǎn)角度值和扭轉(zhuǎn)間隙C值。

按照裝車狀態(tài)固定轉(zhuǎn)向管柱帶中間軸總成，輸出端剛性固定，調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)處于設(shè)計(jì)位置鎖止。上端與方向盤(pán)（或其替代品）相連。以0.5°/s的速度施加一個(gè)±5N.m的扭矩。重復(fù)試驗(yàn)三次。并記錄第三次試驗(yàn)時(shí)扭矩－角度變化的曲線。測(cè)量扭矩為T(mén)1=±1Nm時(shí)兩條曲線的扭轉(zhuǎn)角度，并取AA′和 BB′中最大值作為轉(zhuǎn)向軸的扭轉(zhuǎn)角度。分別測(cè)量扭矩為±3Nm時(shí)曲線平行段距離C1、C2，取其中最大值作為扭轉(zhuǎn)間隙C，見(jiàn)圖5。

圖5　扭轉(zhuǎn)間隙曲線

3.4　齒輪齒條配合異響

機(jī)械轉(zhuǎn)向器總成內(nèi)部齒輪齒條的緊密貼合是靠壓塊、彈簧及調(diào)整螺塞所提供的壓緊力實(shí)現(xiàn)的。當(dāng)齒條受外力作用時(shí)會(huì)脫離齒輪軸，而此時(shí)齒條與齒輪軸形成的最遠(yuǎn)距離即是齒輪齒條的嚙合間隙，這個(gè)間隙值也就是壓塊與調(diào)整螺塞的端面距離值（如圖6）。齒輪齒條嚙合間隙越大，代表齒條脫離齒輪的距離越遠(yuǎn)，因此大角度換向時(shí)齒條回彈后產(chǎn)生的撞擊聲會(huì)越大。在凹凸路、鵝卵石路等顛簸路面上，因齒條所受的反作用力方向不斷變化，因此異響聽(tīng)起來(lái)也比較連續(xù)。

圖6　轉(zhuǎn)向機(jī)齒輪齒條結(jié)構(gòu)

解決該異響問(wèn)題主要措施是減小轉(zhuǎn)向機(jī)的齒輪齒條嚙合間隙。采用傳統(tǒng)螺旋彈簧機(jī)械轉(zhuǎn)向器,減小齒輪齒條嚙合間隙的方法也有很多，比如更改壓緊塊的材料，在壓緊力不變的情況下減小壓塊與齒條間的摩擦系數(shù)；提高齒輪齒條的精度，齒輪齒條加工后齒精度最低要滿足8級(jí)精度要求；控制齒條各齒之間跨棒距的變差值，跨棒距變差值定義應(yīng)小于0.03mm（推薦），同時(shí)齒輪軸齒的跨棒距也應(yīng)做適當(dāng)控制。

但是采用螺旋彈簧加的力與變形量成線性比例增加，提升螺旋彈簧的彈性系數(shù)會(huì)導(dǎo)致小負(fù)荷時(shí)的預(yù)緊力同時(shí)得到增大，過(guò)大的預(yù)緊力又會(huì)引起轉(zhuǎn)向沉重及轉(zhuǎn)向回正慢等系統(tǒng)問(wèn)題，同時(shí)導(dǎo)致齒輪齒條嚙合處及調(diào)整體與齒條接觸部位的摩擦力提高，會(huì)導(dǎo)致該處的磨損加劇，進(jìn)而降低產(chǎn)品的可靠性。因此，現(xiàn)在部分轉(zhuǎn)向器總成的調(diào)整機(jī)構(gòu)選擇膜片彈簧來(lái)替代螺旋彈簧（如圖7），膜片彈簧具有變剛性的特性（如圖8），彈簧強(qiáng)度與變形量存在非線性關(guān)系，當(dāng)變形量加大時(shí)，彈性系數(shù)會(huì)增加，進(jìn)而加大預(yù)緊力。通過(guò)計(jì)算選取合適的膜片彈簧，可同時(shí)滿足轉(zhuǎn)向器在不同負(fù)荷時(shí)對(duì)預(yù)緊力的要求。

圖7　螺旋彈簧與膜片彈簧結(jié)構(gòu)

圖8　膜片彈簧剛度測(cè)量

設(shè)計(jì)之初就要考慮如何在保證機(jī)械轉(zhuǎn)向器軸向力滿足要求前提下盡可能將齒輪齒條的嚙合間隙做到最小才能降低轉(zhuǎn)向換向異響出現(xiàn)的風(fēng)險(xiǎn)。

對(duì)于小型車輛，車輛的前軸載荷較小，轉(zhuǎn)向器轉(zhuǎn)向時(shí)的負(fù)載偏小，轉(zhuǎn)向器的調(diào)整機(jī)構(gòu)采用螺旋彈簧就能夠提供合適的壓緊力避免顛簸路面異響問(wèn)題。但對(duì)于載荷較大的車型，由于其前軸載荷較大會(huì)導(dǎo)致轉(zhuǎn)向器在轉(zhuǎn)向過(guò)程中有一個(gè)較大的負(fù)載，此時(shí)如果轉(zhuǎn)向器調(diào)整機(jī)構(gòu)仍采用螺旋彈簧來(lái)提供預(yù)緊力，是不能滿足整車在壞路上行駛時(shí)保證齒輪齒條具有較小間隙的預(yù)緊力的，故需要使用具有變彈性系數(shù)的膜片彈簧來(lái)作為壓緊彈簧，進(jìn)而消除快速換向及顛簸路行駛時(shí)的沖擊異響問(wèn)題。

3.5　電機(jī)EOT異響

EPS轉(zhuǎn)向系統(tǒng)雖然避免了液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的異響，但是連接造成的間隙異響會(huì)依然存在，由于轉(zhuǎn)向管柱中間軸及其與輸入軸連接處承受力矩更大，對(duì)結(jié)構(gòu)的要求更高，更容易產(chǎn)生異響，尤其是在顛簸路面時(shí)，更加明顯。如果轉(zhuǎn)向機(jī)嚙合參數(shù)不合理，方向盤(pán)換向過(guò)程中，來(lái)回快打方向出現(xiàn)異響。EPS控制器穩(wěn)定性參數(shù)設(shè)置不合理，與整車頻率響應(yīng)特性不匹配，整車頻率響應(yīng)特性一致性差時(shí)，不同方向盤(pán)轉(zhuǎn)速下，轉(zhuǎn)向過(guò)程中出現(xiàn)共振異響。如果電源電壓不穩(wěn)時(shí)，造成輸出助力力矩的波動(dòng)，原地或低速轉(zhuǎn)向過(guò)程中，會(huì)出現(xiàn)一聲或連續(xù)幾聲異響，并伴隨有方向盤(pán)的振動(dòng)。如果電機(jī)選型不當(dāng)，在某些工況下，會(huì)出現(xiàn)電機(jī)助力不足，轉(zhuǎn)動(dòng)方向盤(pán)過(guò)程中出現(xiàn)不正常雜音異響。電機(jī)在工作過(guò)程中，受到管柱的反作用力，自身會(huì)出現(xiàn)擺動(dòng)，如果與周邊間隙太小，電機(jī)殼體以及控制器容易與周邊件產(chǎn)生碰撞干涉，產(chǎn)生異響。

EPS轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在工作過(guò)程中，方向盤(pán)接近極限位置或者整車電路負(fù)載過(guò)大時(shí)，會(huì)產(chǎn)生EOT噪音。EOT噪音表現(xiàn)為低頻高幅值抖動(dòng) ，EOT-180°范圍內(nèi)，有1－3聲“噠”。本節(jié)主要對(duì)EPS轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的EOT噪音進(jìn)行驗(yàn)證分析，對(duì)影響因素進(jìn)行測(cè)量對(duì)比分析，查找根本原因，并做調(diào)校驗(yàn)證。

圖9　電壓、扭矩變化曲線

測(cè)量，監(jiān)控在接近極限位置（EOT-180°）處，電池電壓、馬達(dá)扭矩輸出等參數(shù)（見(jiàn)圖9），當(dāng)方向盤(pán)快速撥打的時(shí)候，由于供電電源系統(tǒng)不足以提供EPS所需的功率，電池電壓瞬間下降（11.5V）。初步懷疑電壓下降是導(dǎo)致EPS EOT噪聲的主要原因。

在實(shí)車表現(xiàn)中，在發(fā)動(dòng)機(jī)怠速的狀態(tài)下，當(dāng)加油門(mén)時(shí)，EOT噪音有所消減。理論分析還是由于發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速對(duì)電壓產(chǎn)生的影響，從而間接的影響了EOT噪音的強(qiáng)度。為了分析驗(yàn)證以上結(jié)論，對(duì)怠速發(fā)動(dòng)機(jī)和4000rpm發(fā)動(dòng)機(jī)狀態(tài)車輛進(jìn)行測(cè)量，檢測(cè)電壓變化狀況，如圖10所示。與方向盤(pán)在極限位置，快速打方向盤(pán)的電壓接近，4000rmp發(fā)動(dòng)機(jī)電壓12.5V，在EPS正常工作電壓范圍內(nèi)，EOT噪音不明顯。

圖10　電壓變狀況檢測(cè)

通過(guò)測(cè)量結(jié)果看，怠速電壓最低值為 11.3V，通過(guò)以上測(cè)量，驗(yàn)證了產(chǎn)生 EOT噪音的原因是電壓的降低。因此，EOT噪音解決辦法是調(diào)整馬達(dá)控制標(biāo)定，適應(yīng)當(dāng)前車輛的電源供電系統(tǒng)，以改善EPS不會(huì)因電壓瞬間下降而產(chǎn)生噪音。從圖11測(cè)量曲線看，經(jīng)過(guò)優(yōu)化馬達(dá)后的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，在電池電壓下降時(shí)，馬達(dá)扭矩輸出未出現(xiàn)明顯波動(dòng)，實(shí)車評(píng)價(jià)，也沒(méi)有出現(xiàn)明顯的EOT噪音。

圖11　優(yōu)化后電壓 扭矩變化曲線

4　結(jié)語(yǔ)

通過(guò)深入分析C-EPS轉(zhuǎn)向系統(tǒng)內(nèi)的異響部位發(fā)現(xiàn)，控制零部件配合間隙、提高接觸預(yù)緊的剛度是避免顛簸路面異響的根本措施，電機(jī)的EOT噪音要優(yōu)化電機(jī)助力匹配。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)異響往往原因比較復(fù)雜，風(fēng)險(xiǎn)點(diǎn)眾多。采用實(shí)車測(cè)結(jié)合模擬分析的方法，可以更有效的發(fā)現(xiàn)問(wèn)題解決問(wèn)題。

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[2] 成大先.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)[M].北京:化學(xué)工業(yè)出版社,2004:4-61-4-62.

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