角度调节异响分析及改善

吴圣 曹林 尹小东

弗迪科技有限公司 广东省深圳市 518118

1 引言

随着汽车工业的迅速发展，汽车日趋普及化，同时伴随着人们对汽车的外观、车内的环境舒适度、整车性能要求的不断提高，这就给我们对汽车的研究工作带来了前所未有的挑战。异响一直以来是客户端抱怨的问题之一，也是一直困扰汽车研发工作人员的一项重大难题，转向系统异响就是其中之一。根据开发经验，转向系统异响主要表现为5大形式，如表1所示，其中换向异响、坏路振响以及EOT异响成因比较复杂，常见的原因包括蜗轮杆异响、安装固定点异响、中间轴异响、齿轮齿条异响、电机助力不足产生异响。本文仅针对转向管柱角度调节摩擦异响问题进行详细剖析。

表1 转向系统异响分类

目前，普通家用汽车转向管柱一般都带有方向盘手动或者电动调节功能，以满足不同驾驶人员的驾驶舒适性，电动调节转向管柱-般出现在较高配置或高档汽车上面， 手动调节转向管柱汽车目前有较大的市场占有率。

对于手动调节的转向管柱，角度调节异响是常见的一个问题，其故障模式有很多种，如手柄抖动异响、凸轮与支架碰撞异响、极限位置撞击异响等等，本文就针对在开发过程中出现的手柄抖动异响，通过对异响原因深入分析，从而提出-种解决异响的措施。

2 角度调节手柄抖动异响机理

图1是一款四向可调电动助力转向管柱示意图，手动松开操作手柄后，便可进行方向盘角度/轴向调节功能的操作，但如果在设计过程中未能充分规避，就会出现不同种类的异响声，大大影响方向盘的调节品质。

图1 角度和轴向可调的转向管柱

想要进一步分析手柄在调节过程中抖动异响的原因，我们先需要了解转向管柱的锁紧机构工作原理。主要由零件3内凸轮、4外凸轮、5操作手柄、6平面滚针轴承、8调节螺栓、9自锁螺母和侧支架等组成。锁紧机构按工作状态分为锁止和解锁两个工况，锁止工况由驾驶员调节手柄，作用在手柄上的扭矩转化为作用在侧支架上的正压力，支架受夹紧力变形进而作用在2上柱管上，同理，上柱管受力变形，进而与下柱管的抱紧，从而提供溃缩的吸能力。解锁状态则是通过开启手柄后，侧向力完全释放，各相邻零件在Y方向没有相互作用力，此时管柱可沿侧支架滑槽进行角度调节。

图2 锁紧机构结构图

手柄在角度调节过程中异响是锁紧机构处于解锁状态下产生的，异响产生的原因往往是间隙控制不合理或者是支架刚度太小等因素引起，锁紧机构既要能产生足够的变形提供保持力，同时又要满足手柄的操作力的规定，这也是锁紧机构设计的难点。手柄异响是因为锁紧机构开启后轴向预紧力过小，作用在手柄上垂直方向上的摩擦力小于手柄自身的重力，手柄处于松旷的状态，当人为进行角度调节时，内凸轮在支架滑槽内无规则左右摆动，进而带动外凸轮和手柄一起做圆周方向的来回震动，并发出“咯咯”的噪音。

3 锁紧机构受力数学模型的建立

下面从手柄开启和解锁两个工况进行计算分析，锁紧工况，根据该管柱角度锁紧保持力的要求不小于500N，手柄锁紧力30-70N，此时总成受力情况如图3所示。管柱发生角度方向位移临界状态时，受力模型简化为图3（b），管柱中心轴线方向上，根据力矩平衡方程可得：

图3 管柱保持力受力分析

其中L1为手力F作用于旋转中心的力臂，L2为两侧支架与上柱管间的滑动摩擦力f的力臂，α为f方向与管柱轴线法向所成夹角；

N为单侧支架的正压力；由上式（1）（2）可得：

给定参数：L1=570.6mm，L2=238.3mm，F=500N， a=17.8°，摩擦因数μ=0.17——《机械设计手册》钢与铝无润滑；将参数带入上式可得N1=3521N，也就是说满足此管柱角度保持力的最小夹紧力为3521N。

接下来进一步校核手柄凸轮受力情况，如图4（a）所示，人为施加的手柄力矩T1与凸轮摩擦力矩T2平衡，即：

图4 手柄凸轮受力情况

其 中，F=30-70N（手 柄 开 启 力），S=114.2mm（作用在手柄上的力臂）。凸轮作用在手柄上的反作用力矩：

其中，μ为凸轮间摩擦因数（有润滑）N为凸轮正压力，d1为凸轮接触面外径，d2 为 凸轮接触面内径，具体参数值μ=0.1，d1=21.5mm，d2=11mm。

由上式T1=T2，可得N2=（4×F×S）/（μ（d1+d2）），取Fmin=30N，得N2=4217N，由此可见N2>N1，满足保持力设计要求的前提。手柄受力情况如图5所示，锁紧状态时，手柄重心A产生的力矩mgL=0. 0768*9.8*0.0513=0.0386Nm<

图5 手柄受力情况

4 研究方案的确定

当手柄开启后，内外凸轮间均处于自由状态，两者间无轴向压力因此相对摩擦力矩为零，即T2=0，此时手柄在重力作用下沿圆周方向运动，直到被内凸轮限位后停止。此时进行方向盘角度调节，发出“咯咯”异响声，仔细观察可发现是手柄抖动导致的异响。

从上述分析很容易联想到，解决手柄抖动异响实质上就是解决手柄开启后预紧力的问题，让开启后的手柄有足够的摩擦阻力矩来克服其自身重力，采取在自锁螺母和平面轴承间增加一个碟形弹簧作为预选方案，理论，上是可以消除手柄抖动的。由上面分析得知，手柄开启状态，重力分力产生的力矩为：M1=m gLcosα=0.0768*9.8*0.0513*cos40°=0.03N.m，开启状态碟形弹簧应当处于预紧状态且产生的摩擦力矩大于0.03N.m；弹簧产生的摩擦力矩：

其中，D为碟簧外径，d为碟簧内径，如图6所示：选取无支承面碟簧规格为D=18.5mm，d=8.2mm，板厚t=0.5mm，单片碟簧载荷公式：

图6 碟簧外形图

当f=h0，即碟形弹簧压平时，上式简化为：

式中，P—单个弹簧的载荷，N；

Pe—压平时的碟形弹簧载荷计算值，N；

t—碟簧厚度，mm；

D—碟形弹簧外径，mm；

f—单片碟形弹簧的变形量，mm；

h—碟形弹簧压平时变形量的计算值，mm；

E—弹性模量，MPa；

μ—泊松比；

代入参数计算得Pe=312N，M2=0. 28N.m>M1，理论上满足手柄预紧的条件。

5 过程验证

先对上述型号碟簧进行拉压性能验证，随机抽取3件碟簧样件，利用万能材料试验机记录碟簧从自由状态到压平状态的力-位移曲线，如图7（a)所示，压平状态时数据整理如图7（b)，可见3件碟簧的平均弹力为430N左右，高于理论计算值，弹力性能满足要求。

图7 （a） 实验过程

图7 （b） 碟簧力特性

然后将上述在整车上异响的管柱拆除锁紧螺母，加装碟形弹簧在螺母与平面轴承之间，再用数显扭矩扳手按上次装配扭矩将锁紧螺母装配完成，开启手柄，碟簧处于接近压平状态，产生的摩擦阻力矩使手柄处于预紧状态，解决了手柄开启后松旷无力问题，再次手握方向盘进行角度调节，手柄抖动异响声消失。

6 结语

本文通过对产品结构分析和摩擦力矩平衡模型的建立，同时通过实际验证佐证理论分析，解决一例转向管柱异响问题，希望能够为工程技术人员提供一些同类型问题解决思路，并对产品结构有更进一步认知和理解。

本文此模型不足之处在于对锁紧机构尤其是粉末冶金材料有润滑情况下，摩擦系数选取不够精确，还有零件之间装配间隙问题考虑得不够充分，对模型准确程度有一定的影响，后续的研究工作中将进一步分析，上述影响因素，使模型更准确化，使分析结果更切合实际。