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

盧元燕 蘇世榮

(江淮汽車股份有限公司)

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

盧元燕 蘇世榮

(江淮汽車股份有限公司)

針對(duì)某車型怠速工況下轉(zhuǎn)向盤抖動(dòng)問題，對(duì)整車進(jìn)行了怠速振動(dòng)試驗(yàn)并對(duì)轉(zhuǎn)向盤進(jìn)行了模態(tài)試驗(yàn)，確認(rèn)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(dǎo)致整個(gè)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)下降，從而引起了共振。針對(duì)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(yàn)結(jié)果對(duì)模型進(jìn)行了驗(yàn)證。在該模型基礎(chǔ)上對(duì)上述連接剛度進(jìn)行了優(yōu)化，對(duì)優(yōu)化方案進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證的結(jié)果表明該方案有效。

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

1 怠速轉(zhuǎn)向盤抖動(dòng)原因分析

為了客觀評(píng)價(jià)該轉(zhuǎn)向盤的抖動(dòng)情況，針對(duì)怠速開、關(guān)空調(diào)工況對(duì)轉(zhuǎn)向盤進(jìn)行了振動(dòng)加速度怠速振動(dòng)測(cè)試，傳感器布置在轉(zhuǎn)向盤12點(diǎn)位置，如圖1所示。試驗(yàn)測(cè)得轉(zhuǎn)向盤的振動(dòng)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(dòng)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(dòng)的主要頻率為26 Hz左右。

根據(jù)企業(yè)標(biāo)準(zhǔn)，基于整車坐標(biāo)系，要求怠速關(guān)空調(diào)時(shí)乘用車轉(zhuǎn)向盤三向加速度均小于0.03g，怠速開空調(diào)時(shí)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(shí)振動(dòng)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(dòng)原因，使用錘擊法對(duì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進(jìn)行了模態(tài)測(cè)試。試驗(yàn)測(cè)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(duì)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(dòng)機(jī)怠速工況下的激振主要是2階往復(fù)慣性力，其頻率與車輛搭載的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速有關(guān)。發(fā)動(dòng)機(jī)怠速時(shí)的2階激勵(lì)頻率公式為[1～5]：

式中，fE為發(fā)動(dòng)機(jī)怠速時(shí)的2階激勵(lì)頻率;n為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速。

根據(jù)公式（1）可以計(jì)算出該車型直列四缸四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)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(dòng)機(jī)激振頻率

由表2可以看出，該車型怠速時(shí)轉(zhuǎn)向盤抖動(dòng)主要是由于其轉(zhuǎn)向系統(tǒng)固有頻率（24.97 Hz）和發(fā)動(dòng)機(jī)2階激勵(lì)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(dòng)的主要因素是整個(gè)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的模態(tài)。為了進(jìn)一步分析原因，對(duì)轉(zhuǎn)向盤和轉(zhuǎn)向管柱系統(tǒng)進(jìn)行臺(tái)架試驗(yàn)，在12點(diǎn)位置布置三向傳感器，力錘3點(diǎn)位置敲擊Y向，力錘6點(diǎn)位置敲擊X向。試驗(yàn)結(jié)果如圖6所示，測(cè)得該子系統(tǒng)X、Z向固有頻率為46.95 Hz，滿足設(shè)計(jì)目標(biāo)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(dǎo)致了整個(gè)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)的下降，最終導(dǎo)致共振，故加強(qiáng)連接處的剛度可解決轉(zhuǎn)向盤抖動(dòng)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(dòng)機(jī)2階激勵(lì)頻率高5～7 Hz，因此該車型整個(gè)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(jì)算結(jié)果為1階垂向振動(dòng)頻率25.49 Hz，1階橫向振動(dòng)頻率為25.72 Hz，如圖8和圖9所示。表3對(duì)該系統(tǒng)振動(dòng)頻率的試驗(yàn)值與仿真值進(jìn)行了對(duì)比，相對(duì)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(zhǔn)確性，可以用于下一步的結(jié)構(gòu)優(yōu)化。

表3 試驗(yàn)與CAE模態(tài)計(jì)算結(jié)果對(duì)比

3 儀表臺(tái)管梁改進(jìn)及試驗(yàn)驗(yàn)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(jī)構(gòu)通過ABCD共4個(gè)螺栓固定在儀表臺(tái)管梁上。儀表臺(tái)管梁總成通過10個(gè)螺栓固定在車身上，分別為EFGHIJ共6個(gè)螺栓固定在前圍鈑金上，K（2個(gè)）和L（2個(gè)）共4個(gè)螺栓固定在地板上，如圖11所示。

通過CAE仿真分析，找出整個(gè)子系統(tǒng)剛度薄弱位置如圖12所示，并針對(duì)薄弱環(huán)節(jié)進(jìn)行改進(jìn)。改進(jìn)方案主要包括改進(jìn)連接處的結(jié)構(gòu)、增加支架、加密焊點(diǎn)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(tái)管梁Z向運(yùn)動(dòng)，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(qiáng)Z向的受力約束，對(duì)該處結(jié)構(gòu)進(jìn)行了更改，如圖14右圖所示。

AD兩處固定點(diǎn)是儀表臺(tái)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(dòng)較大，原因主要是GH位置和儀表臺(tái)管梁本身在AD點(diǎn)對(duì)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(gè)焊點(diǎn)約束，在仿真分析時(shí)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(hù)焊，如圖16所示。

管柱連接位置EF和IJ左右對(duì)稱，車身鈑金在X方向及繞Y軸旋轉(zhuǎn)方向?qū)x表臺(tái)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(shí)厚度由1.8 mm變更為2.0 mm，以加強(qiáng)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(duì)上述不同的改進(jìn)方案進(jìn)行了分析計(jì)算，仿真結(jié)果如表4所示。

表4 仿真計(jì)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(biāo)要求，綜合考慮該車型改進(jìn)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(yàn)證方案4的有效性，對(duì)涉及到的部件進(jìn)行了樣件試制，通過模態(tài)試驗(yàn)對(duì)方案4進(jìn)行了驗(yàn)證。改進(jìn)車上試驗(yàn)測(cè)得的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)值為33.46 Hz，較好地達(dá)到了目標(biāo)要求。對(duì)改進(jìn)后的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進(jìn)行了怠速開關(guān)空調(diào)工況下轉(zhuǎn)向盤的振動(dòng)測(cè)試，振動(dòng)頻譜如圖18和圖19所示，可知各向加速度均符合目標(biāo)要求，改進(jìn)效果明顯。

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（責(zé)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(dòng) 有限元模態(tài)分析 模態(tài)試驗(yàn)

U463.4

A

1000-3703（2015）02-0008-04