基于模態(tài)試驗和有限元模態(tài)分析的轉(zhuǎn)向盤怠速抖動改進

盧元燕 蘇世榮

(江淮汽車股份有限公司)

基于模態(tài)試驗和有限元模態(tài)分析的轉(zhuǎn)向盤怠速抖動改進

盧元燕 蘇世榮

(江淮汽車股份有限公司)

針對某車型怠速工況下轉(zhuǎn)向盤抖動問題，對整車進行了怠速振動試驗并對轉(zhuǎn)向盤進行了模態(tài)試驗，確認轉(zhuǎn)向盤系統(tǒng)與儀表板橫梁及橫梁與車身連接處的連接剛度不足導致整個轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)下降，從而引起了共振。針對該問題建立了轉(zhuǎn)向系統(tǒng)有限元模型，并根據(jù)模態(tài)試驗結(jié)果對模型進行了驗證。在該模型基礎(chǔ)上對上述連接剛度進行了優(yōu)化，對優(yōu)化方案進行試驗驗證的結(jié)果表明該方案有效。

針對某款轎車怠速工作狀態(tài)下轉(zhuǎn)向盤振動過大問題，先通過模態(tài)試驗方法對其原因進行了快速識別，然后通過有限元分析方法對該問題進行了分析和改進，試驗和仿真的有效結(jié)合較好地解決了該轉(zhuǎn)向盤抖動問題。

1 怠速轉(zhuǎn)向盤抖動原因分析

為了客觀評價該轉(zhuǎn)向盤的抖動情況，針對怠速開、關(guān)空調(diào)工況對轉(zhuǎn)向盤進行了振動加速度怠速振動測試，傳感器布置在轉(zhuǎn)向盤12點位置，如圖1所示。試驗測得轉(zhuǎn)向盤的振動頻譜數(shù)據(jù)如圖2和圖3所示，由圖2和圖3可知，關(guān)空調(diào)工況下影響轉(zhuǎn)向盤抖動的主要頻率為25 Hz左右，開空調(diào)工況下影響轉(zhuǎn)向盤抖動的主要頻率為26 Hz左右。

根據(jù)企業(yè)標準，基于整車坐標系，要求怠速關(guān)空調(diào)時乘用車轉(zhuǎn)向盤三向加速度均小于0.03g，怠速開空調(diào)時乘用車轉(zhuǎn)向盤三向加速度均小于0.05g。由表1中的數(shù)據(jù)可以看出，該車型怠速工況下轉(zhuǎn)向盤X向和Z向的加速度值均較大，在開空調(diào)時振動更為明顯。

表1 轉(zhuǎn)向盤的加速度值g

為了分析怠速工況下轉(zhuǎn)向盤抖動原因，使用錘擊法對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進行了模態(tài)測試。試驗測得的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)1階垂向（X、Z向）頻率為24.97 Hz，1階橫向（Y向）頻率為25.02 Hz，對應(yīng)的整體振型分別如圖4和圖5所示。

通常情況下，直列四缸發(fā)動機怠速工況下的激振主要是2階往復慣性力，其頻率與車輛搭載的發(fā)動機轉(zhuǎn)速有關(guān)。發(fā)動機怠速時的2階激勵頻率公式為[1～5]：

式中，fE為發(fā)動機怠速時的2階激勵頻率;n為發(fā)動機轉(zhuǎn)速。

根據(jù)公式（1）可以計算出該車型直列四缸四沖程發(fā)動機在開、關(guān)空調(diào)下的2階激振頻率如表2所示。

表2 發(fā)動機激振頻率

由表2可以看出，該車型怠速時轉(zhuǎn)向盤抖動主要是由于其轉(zhuǎn)向系統(tǒng)固有頻率（24.97 Hz）和發(fā)動機2階激勵頻率（關(guān)空調(diào)25 Hz、開空調(diào)26.7 Hz）耦合，發(fā)生了共振。

怠速工況下影響轉(zhuǎn)向盤抖動的主要因素是整個轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的模態(tài)。為了進一步分析原因，對轉(zhuǎn)向盤和轉(zhuǎn)向管柱系統(tǒng)進行臺架試驗，在12點位置布置三向傳感器，力錘3點位置敲擊Y向，力錘6點位置敲擊X向。試驗結(jié)果如圖6所示，測得該子系統(tǒng)X、Z向固有頻率為46.95 Hz，滿足設(shè)計目標要求（≥40 Hz）。而該子系統(tǒng)安裝到儀表板橫梁上，再整體固定到車身后的固有頻率下降為24.97 Hz。由此可以判定轉(zhuǎn)向系統(tǒng)與儀表板橫梁連接處以及儀表板橫梁與車身連接處的約束剛度不足導致了整個轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)的下降，最終導致共振，故加強連接處的剛度可解決轉(zhuǎn)向盤抖動問題。

為了避免共振，一般要求轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的固有頻率比發(fā)動機2階激勵頻率高5～7 Hz，因此該車型整個轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的固有頻率至少應(yīng)為31.7 Hz。

2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模型的建立

采用有限元分析方法優(yōu)化轉(zhuǎn)向管柱和儀表板橫梁的連接剛度[6，7]。根據(jù)整車狀態(tài)建立了轉(zhuǎn)向系統(tǒng)有限元模型如圖7所示，模型中包含了轉(zhuǎn)向盤本體、轉(zhuǎn)向管柱、儀表板管梁和車體等部件。

初始狀態(tài)下仿真計算結(jié)果為1階垂向振動頻率25.49 Hz，1階橫向振動頻率為25.72 Hz，如圖8和圖9所示。表3對該系統(tǒng)振動頻率的試驗值與仿真值進行了對比，相對誤差保持在3%以內(nèi)，可見該有限元模型具有較好的可靠性和準確性，可以用于下一步的結(jié)構(gòu)優(yōu)化。

表3 試驗與CAE模態(tài)計算結(jié)果對比

3 儀表臺管梁改進及試驗驗證

原始管梁及安裝結(jié)構(gòu)如圖10所示，轉(zhuǎn)向盤及調(diào)整機構(gòu)通過ABCD共4個螺栓固定在儀表臺管梁上。儀表臺管梁總成通過10個螺栓固定在車身上，分別為EFGHIJ共6個螺栓固定在前圍鈑金上，K（2個）和L（2個）共4個螺栓固定在地板上，如圖11所示。

通過CAE仿真分析，找出整個子系統(tǒng)剛度薄弱位置如圖12所示，并針對薄弱環(huán)節(jié)進行改進。改進方案主要包括改進連接處的結(jié)構(gòu)、增加支架、加密焊點和加厚板件等，如圖13所示。

GH連接處的鈑金N主要約束儀表臺管梁Z向運動，如圖14左圖所示，但原始結(jié)構(gòu)剛度仍不足，未起到較好的作用。為了加強Z向的受力約束，對該處結(jié)構(gòu)進行了更改，如圖14右圖所示。

AD兩處固定點是儀表臺管梁約束轉(zhuǎn)向管柱的關(guān)鍵位置，如圖15左圖所示，通過仿真分析發(fā)現(xiàn)，此處的Z向振動較大，原因主要是GH位置和儀表臺管梁本身在AD點對轉(zhuǎn)向管柱的約束不足。為此將該處結(jié)構(gòu)變?yōu)槿侵Ъ芙Y(jié)構(gòu)，使其能夠更好的在Z方向約束轉(zhuǎn)向管柱，如圖15右圖所示。

地板連接支架和管柱支架僅通過KL 4個焊點約束，在仿真分析時發(fā)現(xiàn)此處振幅較大，為此在左右兩側(cè)及與儀表管梁連接處增加二氧化碳保護焊，如圖16所示。

管柱連接位置EF和IJ左右對稱，車身鈑金在X方向及繞Y軸旋轉(zhuǎn)方向?qū)x表臺管梁的約束不足，為此在鈑金位置增加了L型支架，使得鈑金變?yōu)楹醒b結(jié)構(gòu)，同時厚度由1.8 mm變更為2.0 mm，以加強X及繞Y軸的約束，如圖17所示。

基于原始分析模型，通過仿真對上述不同的改進方案進行了分析計算，仿真結(jié)果如表4所示。

表4 仿真計算結(jié)果 Hz

由表4可以看出，4種方案都能滿足上述確定的至少大于31.7 Hz的目標要求，綜合考慮該車型改進中所涉及的模具更改及周期，最終決定采用方案4:8和9兩處厚度由1.8 mm改為2.0 mm，橫梁與轉(zhuǎn)向管柱的固定結(jié)構(gòu)等3處結(jié)構(gòu)變更以及2處加焊。

為了驗證方案4的有效性，對涉及到的部件進行了樣件試制，通過模態(tài)試驗對方案4進行了驗證。改進車上試驗測得的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)值為33.46 Hz，較好地達到了目標要求。對改進后的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進行了怠速開關(guān)空調(diào)工況下轉(zhuǎn)向盤的振動測試，振動頻譜如圖18和圖19所示，可知各向加速度均符合目標要求，改進效果明顯。

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（責任編輯簾 青）

修改稿收到日期為2014年11月1日。

Idle Vibration Improvement of Steering Wheel Based on Modal Test and Finite Element Analysis

Lu Yuanyan,Su Shirong
（Anhui Jianghuai Automotive Co.,Ltd）

To troubleshoot the cause of idle vibration of the steering wheel of a vehicle in idling,we make vehicle idling vibration test and steering wheel modal test,to determine that the resonance is caused by insufficient connection stiffness between instrument panel beam system and the steering wheel and the body that results in the decline of the entire steering system modal.To eliminate this problem,a finite element model of the steering system is created and validated according to the modal test results.The connection stiffness is optimized on the basis of the finite element model.The optimization proposal is tested,which demonstrates the effectiveness of this proposal.

Steering wheel,Idle vibration,Finite element modal analysis,Modal test

轉(zhuǎn)向盤 怠速抖動 有限元模態(tài)分析 模態(tài)試驗

U463.4

A

1000-3703（2015）02-0008-04