排除车身横向摆振一例

故障现象:我公司一辆桑诺斯411型大客车(后置式发动机),突然出现起步时车身横向摆振。地场内将一侧驱动轮架空后作原地运转检查,发现挂入二档起步初始,变速器与传动轴横向摆振幅度很大,车身抖动剧烈。随着转速的上升,振动现象逐渐消失。     

鼓式制动器制动时前轮摆振的原因分析

针对某中型货车制动时前轮摆振现象,从理论上分析了前轮摆振的产生机理,先对振动现象进行检测分析,再改进制动器的结构,然后通过整车试验和制动器台架试验对改进进行了验证。试验和分析的结果表明：制动时前轮摆振是车辆制动过程中前制动器的制动力矩波动造成的,与制动器结构有关,通过改进制动器这个摩擦系中的摩擦体的刚性,不仅可以消除制动时的前轮摆振,同时还可大幅提高制动性能。     

某型轻卡自激摆振多极限环特性研究

汽车摆振与初始激励相关,足够大的初始激励才能激发大幅自激摆振即多极限环现象。为进一步研究汽车自激摆振多极限环现象,选用某型轻卡商用车作为样车,将悬架及转向系统干摩擦简化至主销处,选用迟滞环摩擦模型建立了整车十自由度摆振模型。运用数值方法,分析干摩擦力矩对摆振极限环的影响。结果表明,干摩擦幅值增加会使汽车摆振车速区间和摆振幅值减小,导致中间过渡单环区间消失。分析结果旨在为抑制该类型汽车振动提供理论参考。     

双离合变速器动力系统加速工况扭振和敲击的被动控制措施研究

为研究不同预选挡机制下的双离合变速器敲击特性和控制方法，分别在整车和敲击台架上评价变速器的敲击主客观表现和随角加速度变化的敲击灵敏度；其次，根据敲击灵敏度，整车扭振响应和敲击主客观结果的相关性提出了一种定量评价变速器输入轴角加速度的无敲击扭振阈值。在相同整车上分别评价不同扭振和敲击的被动控制措施，包括离合器式扭转减振器，双质量飞轮式扭转减振器，以及离合器微滑摩和离心摆吸振器与扭转减振器的组合方案。台架试验结果表明预选挡显著改变双离合变速器的敲击特性，在某一激励幅值时产生敲击突变现象。整车试验结果表明离合器式和双质量飞轮式扭转减振器无法满足双离合变速器加速工况无敲击扭振阈值要求，在低转速段产生明显敲击；离合器微滑摩和离心摆吸振器与扭转减振器组合方案的输入轴角加速度幅值满足无敲击扭振阈值要求，消除了双离合变速器动力系统存在预选挡时的加速敲击。     

一种驱动轴长度与整车的匹配设计方法

根据目前驱动轴设计中存在的在车辆极限工况下其实际需要长度无法准确测量的问题,提出一种驱动轴长度与整车匹配设计方法,即根据整车悬架硬点参数建立前悬架和驱动轴的运动模型,得出驱动轴移动节所有工况构成的摆角-位移V形曲线,由此判断驱动轴长度能否与整车相匹配。通过整车试验验证可知,试验结果与该方法的设计结果一致。     

轮胎侧向刚度对客车前轮摆振的影响分析

某型纯电动中型客车在良好路面高速行驶工况下出现方向盘小幅快速摆动,通过对前轮摆振形成机理进行分析,筛选出七个可能导致前轮摆振的因素,并用排除法对上述因素逐一分析确认,推测轮胎的特性参数存在差异可能是导致前轮发生摆振的原因。进一步通过对比测试故障车辆安装不同品牌轮胎时,方向盘Y向加速度的大小,确认导致车辆前轮出现摆振的原因为轮胎的特性参数存在问题。对比两款轮胎均匀性参数后发现,故障车辆匹配的轮胎因侧向力波动和侧向力偏移均较大、轮胎侧向刚度偏小,导致前轮摆振的幅值较大、前轮摆振系统稳定区域较小,是导致车辆出现前轮摆振的根本原因,最终通过更换其他品牌的轮胎有效解决车辆摆振问题。     

驱动防滑技术ASR在商用车上的应用

商用车由于其空、满载轴荷差异比较大,在湿滑路面上空载起步、加速时,极易出现驱动轮打滑的现象,导致整车动力性下降和产生侧滑。驱动防滑技术ASR在商用车上的应用能有效地避免这种驱动打滑现象的发生,从而大大增加车辆的稳定性。本文系统地阐述ASR的工作原理及其在商用车上的应用方案。     

汽车操纵稳定性与前轮摆振的非线性仿真分析

以某轿车为例,建立3自由度整车系统动力学模型,利用常微分方程稳定性理论和数值仿真计算,详细研究整车的稳态转向特性和系统失稳后的前轮摆振特性。阐明汽车的操纵稳定性与前轮摆振特性同属汽车整车稳定性问题,前者是负刚度系统,后者是负阻尼系统。在一定的参数组合下,具有不同转向特性的汽车都或多或少地存在摆振现象,这与实际情况相符,建议适当增加转向系阻尼和刚度以减小甚至消除摆振的发生。     

转向轮摆振引发的商用车整车振动特性研究

针对汽车转向轮摆振引发的转向盘和车身振动现象,选用某型轻卡商用车作为样车,考虑悬架及转向系统干摩擦和轮胎非线性,应用拉格朗日方程建立了包含转向盘和车身的整车十自由度振动力学模型,轮胎力选用魔术公式模型,干摩擦选用Stefanski-Wojewoda模型。运用数值分析方法,对由转向轮摆振引发的整车振动系统进行分析计算,结果表明前轮摆振诱发整车产生自激振动多极限环现象,大幅自激振动与初始激励大小相关;振动幅值随车速增加呈现先增后减趋势;干摩擦幅值增加,摆振幅值和区间都相应减小,且多环区间加大,中间过渡单环区间消失。     

基于MATLAB的重型商用车转向轮摆振运动分析及优化

通过建立车轮运动过程中摆振运动数学模型,使用MATLAB软件进行建模分析,分析车轮摆振运动的相关影响参数,以及各参数因素的影响程度,结合整车实际工况,优化各参数因素的设计方案,减缓或消除车轮摆振,解决实际工程难题。     

制动时汽车前轮摆振试验研究

对某车型在制动时出现前轮摆振现象进行试验研究,经过对检测和数据处理分析,深入分析了该问题产生的原因,制动力不平衡是引起汽车摆振的直接原因,它会引起制动力的变化,从而形成摆振.     

轿车驱动轴的动力学仿真分析和优化

利用多体动力学软件Adams/Car时前驱轿车的驱动轴进行动力学分析,对影响驱动轴运动的因素进行了考虑,重点考察驱动轴外点与轮心的偏移距离对内点万向节的角度变化和轴向滑移的影响.文章以某款轿车的前悬架系统为研究对象,从悬架总成或整车的角度来考虑设计驱动轴,通过优化万向节的位置来减少驱动轴的振动和噪声.这种新分析方法有利于将驱动轴的选型与悬架硬点的确定工作有效结合起来,对整车开发中的驱动轴布置具有较好的指导作用.     

汽车操纵轮的自振

一、操纵轮自振的特征有些车型存在着操纵轮的摆振问题,表现为在汽车直线行驶时,操纵轮(一般是前轮)以一定的振幅和频率绕主销轴左右摆动,并进而导致车身的晃动,一般称为“汽车摆头”。汽车操纵轮的摆振,破坏了汽车直线行驶的稳定性,降低了汽车的使用安全性;使转向系统增加了额外负荷,加速转向系和轮胎的磨损。因此,解决汽车操纵轮的摆振问题,是汽车技术发展中的一个重要课题。汽车操纵轮的摆振,按其振动性质和表现特征,大致可以分为两类,一是具有强迫振动性质的高速摆振,一是具有自激振动性质的低速摆振。     

2011款新君越车ESP故障灯常亮

故障现象一辆2011款上海通用别克新君越2.4L轿车,行驶里程约为2.3万km,出现ESP(电子稳定控制)故障灯和ASR(驱动防滑)黄色指示灯均常亮的现象。故障诊断该车的电子稳定控制系统是由电子制动控制模块(EBCM)根据发动机工况、各轮速传感器信号及多轴加速度传感器信号等来控制的。多轴加速度传感器是一个将车辆横向偏摆率、横向加速度和纵向加速度传感器集成于一体的装置。于是连接故障检测仪,进入电子制动     

某轻型客车高速时方向盘摆振原因分析及处理

为了消除某轻型客车在高速时产生的方向盘摆振现象,提高车辆的操纵稳定性和行驶安全性,本文通过理论分析和试验验证的方法对该款轻型客车的方向盘摆振现象的产生机理及其振源进行了分析。试验和分析的结果表明高速时方向盘的摆振现象是由车辆前轴各旋转部件动不平衡所引起的,通过控制相关部件的端面跳动和动不平衡量可以消除或明显减弱高速时的方向盘摆振问题。     

奥迪A8车辆空气悬挂系统结构及工作原理

5.传感器电子装置控制单元(1)传感器电子装置控制单元为水平调节控制单元提供车辆在X轴、Y轴和Z轴方向的加速度值和相应的旋转率,水平调节控制单元根据这些信息计算出车辆的运动情况。因此就不需要车身加速度传感器了。(2)以下信息供可调空气悬架系统使用:纵向加速度、横向加速度、竖轴方向加速度、偏摆率、俯仰率、振摆率。部件见图7。     

汽车高速转向盘摆振形成机理分析与研究

针对某车型高速时转向盘摆振问题,诊断摆振现象,寻找摆振激励源,梳理传递路径,按照正向求解、逆向求解及通过改变相关零部件的振动频率及阻尼特性来分析高速转向盘摆振形成机理,从而解决摆振问题。     

半挂汽车列车横向稳定性与失稳机理分析

为半挂汽车列车建立了简化的四自由度单轨模型,并在其上分析了两个重要结构参数,即牵引点和挂车质心位置对半挂汽车列车横向稳定性的影响规律.在此基础上,采用主元特征向量分析方法详细探讨了半挂汽车列车"折叠"和"横向摆振"两种常见的横向失稳现象的发生机理,分析和对比了牵引角和牵引角速度输出反馈对半挂汽车列车"折叠"和"横向摆振"失稳的镇定效果.     

多轴转向汽车起重机转向轮摆振的计算机模拟分析

简要分析了多轴转向汽车起重机转向轮摆振的机理，建立了ＬＴ１０８０四轴转向汽车起重机转向轮摆振的数学模型，给出了转向轮摆振微分方程，并分自激振动和强迫振动对ＬＴ１０８０汽车起重机分别作了转向轮摆振计算机模拟分析。     

别克君越车防抱死制动系统的故障及其诊断（五）

DTCC0197是为诊断横向偏摆率电路性能故障而设置的。EBCM每隔40ms进行一次横向偏摆率传感器测试，并且将横向偏摆率传感器切换至测试模式。EBCM通过测试电路向横向偏摆率传感器发送测试信号。当测试运行时，被测试的横向偏摆率传感器发送至EBCM的横向偏摆率必须在（25±7）°／s范围内。当车辆静止时，车辆横向偏摆率为零。车辆静止时的横向偏摆率信号称为偏差。