某車型怠速轉(zhuǎn)向異響問(wèn)題分析

高龍張奇奇徐春梅葛士顯

（安徽江淮汽車股份有限公司）

某車型怠速轉(zhuǎn)向異響問(wèn)題分析

高龍張奇奇徐春梅葛士顯

（安徽江淮汽車股份有限公司）

針對(duì)某車型怠速轉(zhuǎn)向異響問(wèn)題，利用實(shí)車測(cè)試和CAE軟件進(jìn)行分析，找出異響原因，并提出了整改措施。利用CFD軟件對(duì)整改前、后管路流場(chǎng)進(jìn)行分析，結(jié)果顯示整改后管路中的湍流大大降低，降低了由于湍流而產(chǎn)生噪聲的風(fēng)險(xiǎn)。通過(guò)實(shí)車驗(yàn)證表明，整改后管路可有效解決該車型轉(zhuǎn)向異響問(wèn)題。

1 前言

轉(zhuǎn)向系統(tǒng)噪聲是影響駕乘舒適性的重要指標(biāo)，液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是當(dāng)今車用主流轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，因此降低液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)噪聲已經(jīng)成為各車企和高等院校的熱點(diǎn)研究課題。王存堂、石銀[1]等人利用CFD軟件對(duì)某全液壓轉(zhuǎn)向器的流場(chǎng)和特性進(jìn)行分析，研究了轉(zhuǎn)向器在工作過(guò)程中噪聲的產(chǎn)生原因，并提出降低能量損失、減小噪聲的最佳改進(jìn)方案。Washington J.N.de Lima等人[2]對(duì)液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)“嘶嘶”聲從主、客觀兩方面進(jìn)行了評(píng)價(jià)，并通過(guò)多元線性回歸建立了表示“嘶嘶”噪聲品質(zhì)的客觀量度。鄧超[3]等人通過(guò)試驗(yàn)和CAE分析相結(jié)合解決了某車型轉(zhuǎn)向異響問(wèn)題。竺箐[4]利用流固耦合方案對(duì)某全液壓轉(zhuǎn)向器的內(nèi)部結(jié)構(gòu)進(jìn)行了優(yōu)化，降低了產(chǎn)生噪聲的風(fēng)險(xiǎn)。高尚[5]等人利用CFD軟件對(duì)某車型轉(zhuǎn)向噪聲問(wèn)題進(jìn)行了分析，找出產(chǎn)生噪聲的根源，并提出了解決方案。

本文利用實(shí)車測(cè)試和Workbench軟件對(duì)某車型怠速轉(zhuǎn)向異響問(wèn)題進(jìn)行分析，找出異響原因，提出了改進(jìn)措施。利用CFD軟件對(duì)改進(jìn)前、后管路流場(chǎng)進(jìn)行了分析，結(jié)果顯示，改進(jìn)后管路中的湍流大大降低，降低了由于湍流而產(chǎn)生噪聲的風(fēng)險(xiǎn)，實(shí)車驗(yàn)證表明，管路改進(jìn)后可有效解決該車型轉(zhuǎn)向異響問(wèn)題。

2 怠速轉(zhuǎn)向異響問(wèn)題分析

市場(chǎng)反饋該車型在怠速狀態(tài)下存在“吱吱吱”的轉(zhuǎn)向異響，且發(fā)動(dòng)機(jī)怠速轉(zhuǎn)速提高后轉(zhuǎn)向異響消失。根據(jù)此情況，可以判定此種異響與發(fā)動(dòng)機(jī)狀態(tài)有關(guān)，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)分析可能是由于轉(zhuǎn)向系統(tǒng)某一部件與怠速狀態(tài)下的發(fā)動(dòng)機(jī)發(fā)生共振所致。對(duì)此車型轉(zhuǎn)向系統(tǒng)部件進(jìn)行實(shí)車查看，發(fā)現(xiàn)轉(zhuǎn)向器進(jìn)油鋼管較其他部件振動(dòng)大，且轉(zhuǎn)向器進(jìn)油鋼管在車身上無(wú)固定約束，故初步判定轉(zhuǎn)向器進(jìn)油鋼管與怠速狀態(tài)下的發(fā)動(dòng)機(jī)發(fā)生共振。因此，需要對(duì)轉(zhuǎn)向器進(jìn)油鋼管進(jìn)行分析，以確定改進(jìn)方向，避開(kāi)發(fā)動(dòng)機(jī)怠速狀態(tài)下的頻率。

3 怠速轉(zhuǎn)向異響原因確定及改進(jìn)方案

3.1 實(shí)車模態(tài)測(cè)試

對(duì)整車狀態(tài)下的轉(zhuǎn)向器進(jìn)油鋼管進(jìn)行模態(tài)測(cè)試，以驗(yàn)證初步分析原因的正確性。

實(shí)車狀態(tài)下，發(fā)動(dòng)機(jī)怠速工況時(shí)轉(zhuǎn)向器進(jìn)油鋼管頻率為50.09 Hz，與發(fā)動(dòng)機(jī)2階頻率f=2×（（850/ 60）×2）=56.66 Hz最接近，在工作狀態(tài)下液壓油壓力波動(dòng)會(huì)使轉(zhuǎn)向器進(jìn)油剛管工作頻率提高，達(dá)到56.66 Hz，從而與怠速狀態(tài)下的發(fā)動(dòng)機(jī)產(chǎn)生共振。

文獻(xiàn)[7]分析結(jié)果表明，在直列四缸發(fā)動(dòng)機(jī)中，由于往復(fù)慣性力不能平衡，振動(dòng)和噪聲都以2階為最強(qiáng)。因此，在設(shè)計(jì)過(guò)程中應(yīng)避開(kāi)發(fā)動(dòng)機(jī)此頻率。

由以上分析可以判斷，該車型怠速轉(zhuǎn)向異響是由轉(zhuǎn)向器進(jìn)油鋼管與怠速狀態(tài)下發(fā)動(dòng)機(jī)2階頻率發(fā)生共振所致，需要對(duì)轉(zhuǎn)向器進(jìn)油鋼管走向重新設(shè)計(jì)，避免共振。

3.2 改進(jìn)方案制定

由于空間布置原因，原狀態(tài)的轉(zhuǎn)向器進(jìn)油鋼管只有一端約束，另一端為自由狀態(tài)，故新?tīng)顟B(tài)的轉(zhuǎn)向器進(jìn)油鋼管需要增加約束，以提高其固有頻率，避開(kāi)發(fā)動(dòng)機(jī)怠速頻率。為避免與空調(diào)管路、發(fā)動(dòng)機(jī)懸置等發(fā)生干涉，新?tīng)顟B(tài)的轉(zhuǎn)向器進(jìn)油鋼管設(shè)計(jì)如圖1所示，帶管夾的一端固定在轉(zhuǎn)向器殼體上，同原狀態(tài)管路相比，新管路長(zhǎng)度加長(zhǎng)、約束增加。

3.3 新?tīng)顟B(tài)轉(zhuǎn)向器進(jìn)油鋼管模態(tài)確認(rèn)

將轉(zhuǎn)向器進(jìn)油鋼管數(shù)模導(dǎo)入到Workbench軟件中，采用自動(dòng)網(wǎng)格劃分法對(duì)模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格數(shù)量和大小應(yīng)以不影響最終計(jì)算結(jié)果為基本依據(jù)[5]，最終網(wǎng)格總數(shù)為150 941個(gè)。

按照實(shí)際工作狀態(tài)，對(duì)管接頭設(shè)置材料為20號(hào)鋼，鋼管材料為Q195；進(jìn)油鋼管連接轉(zhuǎn)向器的一端固定，連接高壓軟管的一端為自由狀態(tài)，對(duì)管路進(jìn)行模態(tài)計(jì)算，提取前6階頻率如表1所列。

表1 新?tīng)顟B(tài)轉(zhuǎn)向器進(jìn)油鋼管前6階頻率Hz

由表1可以看出，新?tīng)顟B(tài)的轉(zhuǎn)向器進(jìn)油鋼管1階頻率為141 Hz，遠(yuǎn)大于發(fā)動(dòng)機(jī)怠速2階怠速頻率56.66 Hz，能夠避免發(fā)生共振。

4 轉(zhuǎn)向器進(jìn)油管路CFD分析

由于新?tīng)顟B(tài)的轉(zhuǎn)向器進(jìn)油鋼管同原狀態(tài)相比，管路加長(zhǎng)且管路折彎處增多，會(huì)造成沿程壓力損失增大，影響轉(zhuǎn)向輕便性，而且管路中流場(chǎng)的狀態(tài)變化也會(huì)產(chǎn)生噪聲，所以需要對(duì)原狀態(tài)和新?tīng)顟B(tài)的管路流場(chǎng)進(jìn)行對(duì)比分析，防止壓力損失過(guò)大和流體噪聲的出現(xiàn)。

該車型的轉(zhuǎn)向器進(jìn)油管路由高壓軟管和轉(zhuǎn)向器進(jìn)油鋼管兩段組成，高壓軟管一端與助力轉(zhuǎn)向泵相連，一端與轉(zhuǎn)向器進(jìn)油鋼管相連，轉(zhuǎn)向器進(jìn)油鋼管的另一端與轉(zhuǎn)向器相連，如圖2所示。

由于高壓軟管連接助力轉(zhuǎn)向泵一端的入口邊界條件和轉(zhuǎn)向器進(jìn)油鋼管連接轉(zhuǎn)向器一端的出口邊界條件可以確定，而高壓軟管和轉(zhuǎn)向器進(jìn)油鋼管連接處的邊界條件無(wú)法確定，故對(duì)整個(gè)轉(zhuǎn)向器進(jìn)油管路進(jìn)行CFD分析。

4.1 管路流體模型及網(wǎng)格劃分

4.2 模型假設(shè)

為便于研究，對(duì)流體模型做以下假設(shè)[8]：

a.假定液壓油為不可壓縮、粘性牛頓流體；

b.進(jìn)行穩(wěn)態(tài)計(jì)算時(shí)，假定流體在流體里為定常流動(dòng)，且系統(tǒng)內(nèi)部無(wú)熱傳導(dǎo)現(xiàn)象；

c.不考慮流體重力影響，不考慮工作過(guò)程中流道的變形。

4.3 湍流模型的選擇

突發(fā)關(guān)鍵詞和高頻關(guān)鍵詞中的“社會(huì)化閱讀”“閱讀推廣”分布在Cluster 2中，同時(shí)結(jié)合表4中具有代表性的“閱讀體驗(yàn)”“全民閱讀”等關(guān)鍵詞，綜合可確定Cluster 2的研究熱點(diǎn)為“移動(dòng)閱讀推廣”。

由于在實(shí)際工作過(guò)程中外部環(huán)境及整個(gè)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)對(duì)管路中流體的狀態(tài)影響很大，故認(rèn)為選擇湍流物理計(jì)算模型進(jìn)行分析計(jì)算更符合實(shí)際。參考文獻(xiàn)[1]和文獻(xiàn)[8]，選擇湍流模型中的標(biāo)準(zhǔn)模型進(jìn)行計(jì)算。

4.4 邊界條件確認(rèn)

邊界條件包括進(jìn)、出口邊界條件和固壁邊界條件，對(duì)管路進(jìn)口采用速度進(jìn)口，對(duì)管路出口采用壓力出口，其余采用壁面邊界條件。

速度入口邊界：

式中，Q為發(fā)動(dòng)機(jī)怠速時(shí)動(dòng)轉(zhuǎn)泵的流量，Q=（v/η1）V1；S為管路的進(jìn)口截面積，S=πr2。

將v=850 r/min，η1=1，V1=7.2 ml/r，r=5.75 mm代入可得v=0.982 007m/s。

壓力出口邊界：

靜態(tài)原地轉(zhuǎn)向有助力作用時(shí)系統(tǒng)壓力：

式中，Mr為原地轉(zhuǎn)向阻力矩；S1為助力缸截面積；L1為梯形臂長(zhǎng)度；?為轉(zhuǎn)向梯形底角。

式中，f為輪胎與路面間的滑動(dòng)摩擦系數(shù)，一般取0.8；G1為前軸載荷；P為輪胎氣壓。

式中，D為動(dòng)力缸直徑；d為活塞桿直徑。

將f=0.8，G1=1440×9.8N，P=0.45 MPa，D=48mm，d= 30mm，L1=127mm，?=91.1°代入式（2）得Pi0=3.365381MPa。

4.5 結(jié)果分析

評(píng)價(jià)湍流劇烈程度的參數(shù)有湍動(dòng)能k、湍流耗散率ε和湍流強(qiáng)度I等[9]。湍動(dòng)能k是脈動(dòng)速度對(duì)應(yīng)的動(dòng)能，是流場(chǎng)中分布的變量，具有能量的量綱，k較大表示湍動(dòng)比較劇烈；湍流耗散率ε表示擾動(dòng)能量由較大尺度渦向較小尺度渦逐級(jí)遞減的傳輸速率，表征湍流的擾動(dòng)狀態(tài)，ε越大，則湍流越強(qiáng)；湍流強(qiáng)度I是脈動(dòng)速度絕對(duì)值與流場(chǎng)特征速度的百分比，是無(wú)量綱的特征參數(shù)，I越大，湍流越劇烈。圖5和圖6分別給出了原狀態(tài)、新?tīng)顟B(tài)管路流場(chǎng)的湍動(dòng)能k和湍流耗散率ε分布云圖。

由圖5和圖6分別看出，原狀態(tài)、新?tīng)顟B(tài)管路流場(chǎng)的湍動(dòng)能、湍流耗散率較大區(qū)域均為管路進(jìn)口與出口、管徑突變處和管路連接處，表明這些區(qū)域的湍流劇烈程度較其他區(qū)域大；原狀態(tài)管路流場(chǎng)的湍動(dòng)能最大值為1.672，新?tīng)顟B(tài)管路流場(chǎng)的湍動(dòng)能最大值為1.091，原狀態(tài)管路流場(chǎng)的湍流耗散率最大值為7424，新?tīng)顟B(tài)管路流場(chǎng)的湍流耗散率最大值為6021，表明新?tīng)顟B(tài)管路流場(chǎng)中湍流的劇烈程度較原狀態(tài)管路小。表2給出了原狀態(tài)和新?tīng)顟B(tài)管路流場(chǎng)數(shù)值參數(shù)分析比較結(jié)果。

表2 原狀態(tài)和新?tīng)顟B(tài)管路數(shù)值參數(shù)對(duì)比

由表2可以看出，新?tīng)顟B(tài)管路流場(chǎng)中表征湍流的3個(gè)參數(shù)數(shù)值較原狀態(tài)管路均有不同程度的下降，說(shuō)明新?tīng)顟B(tài)管路流場(chǎng)中湍流的劇烈程度較原狀態(tài)管路小，新?tīng)顟B(tài)管路不會(huì)出現(xiàn)由于湍流而產(chǎn)生的流體噪聲；新?tīng)顟B(tài)管路流場(chǎng)中的壓力損失較原狀態(tài)管路提高了20.4%，但壓力損失增加量6 640 Pa同管路出口壓力3.636 5 MPa相比，可以忽略不計(jì)，對(duì)轉(zhuǎn)向輕便性的影響不大。

5 實(shí)車驗(yàn)證

將新管路安裝到故障車上進(jìn)行驗(yàn)證，新?tīng)顟B(tài)的管路在實(shí)車狀態(tài)下頻率為176.14 Hz，遠(yuǎn)大于發(fā)動(dòng)機(jī)2階怠速頻率56.66 Hz，頻率錯(cuò)開(kāi)，共振消失。但管路實(shí)車狀態(tài)下的頻率為176.14 Hz，大于前面對(duì)單個(gè)管路進(jìn)行模態(tài)分析的結(jié)果，主要原因是在仿真分析時(shí)，管路約束狀態(tài)與實(shí)際狀態(tài)不同，且實(shí)車狀態(tài)下管路中轉(zhuǎn)向油液的存在也提高了管路固有頻率。

經(jīng)實(shí)車測(cè)試，怠速時(shí)轉(zhuǎn)向異響消失，且同原狀態(tài)管路相比，轉(zhuǎn)向輕便性無(wú)明顯變化。

1石銀.全液壓轉(zhuǎn)向器的流場(chǎng)分析及其特性研究：[學(xué)位論文]，鎮(zhèn)江：江蘇大學(xué)，2007.

2 De LIMA W J N，VERGARA E F，GERGES S N Y，et al.An Objective Test Metric for Hiss Noise in Hydraulic Power Steering.SAE Paper 2004-01-3276.

3鄧超，等.動(dòng)力轉(zhuǎn)向泵引起車內(nèi)異常噪聲的研究.拖拉機(jī)與農(nóng)用運(yùn)輸車，2011，38（1）:51～55.

4竺箐，等.利用AWE流固耦合分析優(yōu)化全液壓轉(zhuǎn)向器內(nèi)部結(jié)構(gòu).現(xiàn)代制造工程，2012（10）:73～76.

5高尚，等.基于CFD數(shù)值模擬的某車型轉(zhuǎn)向噪聲分析.汽車技術(shù)，2013（8）:1～3.

6黃志新，等.ANSYS Workbench 14.0超級(jí)學(xué)習(xí)手冊(cè).北京:人民郵電出版社，2013.

7張立軍，等.發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)引起的車內(nèi)噪聲的控制研究.振動(dòng)、測(cè)試與診斷。2001（1）:60～64.

8竺箐，等.全液壓轉(zhuǎn)向器流場(chǎng)特性分析與結(jié)構(gòu)改進(jìn).建筑機(jī)械，2012（4）:77～81.

9王福軍.計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)分析.北京:清華大學(xué)出版社，2004.

（責(zé)任編輯簾青）

修改稿收到日期為2014年7月1日。

Analysis of Abnormal Steering Noise of An Idling Vehicle

Gao Long，Zhang qiqi，Xu chunmei，Ge shixian
（Anhui Jianghuai Automobile Co.，Ltd）

To eliminate abnormal steering noise of an idling vehicle，we use vehicle test and CAE software to analyze and identify the causes of the abnormal noise，and propose corrective measures.We use CFD software to analyze pipeline flow field before and after rectification，the results show that after rectification of the pipeline，the turbulence is greatly reduced，which reduces the risk of the noise generated by turbulence.The vehicle test verifies that the rectified pipeline can effectively eliminate the abnormal steering noise during idling.

Idling steering,Abnormal noise,CFD

怠速轉(zhuǎn)向異響CFD

U461.4

A

1000-3703（2014）08-0016-04