汽車EPS轉向柱潰縮機構動態性能分析與結構改進研究

張維

【摘 要】在汽車正面碰撞過程中，具有良好碰撞性能的轉向柱對保護駕駛員的安全極其重要。針對這個問題，以微型轎車轉向柱為研究對象，運用有限元分析軟件ANSYS軟件對其進行模態和剛度分析，了解其動態性能，對轉向柱潰縮結構輸入軸上下部、上下套筒以及定位保險塊三方面進行優化改進設計，再通過試驗分析得出改進后的結構潰縮力平穩并達到使用要求。

【關鍵詞】有限元；轉向柱；潰縮；試驗

0 概述

轉向柱是汽車EPS的最基本組成部件之一，是汽車上重要配件，決定汽車行駛可靠性和安全性，根據交通部的統計資料和對汽車碰撞試驗的研究，當汽車發生正面碰撞時，有46%的駕駛員傷害都是由轉向盤、轉向管柱和轉向器等轉向機構造成的[1]。隨著汽車行業的發展，設計的性能要求越來越高。轉向柱主要用來支撐轉向盤及傳動軸等，潰縮吸能性能也越來越重要。其良好的功能能改善車輛舒適度，提高車輛操作穩定性。避免轉向柱低階模態頻率過低，與發動機的頻率重合產生共振，降低噪聲，提高汽車NVH性能。本文利用ANSYS軟件對其進行模態和剛度分析，了解其動態性能，從而對轉向柱進行優化設計，并通過試驗驗證改進后的結構能達到使用要求。

1 轉向柱有限元分析

1.1 有限元模型的建立

由于轉向柱為薄壁零件，型較復雜，網格尺寸設置為2mm，分析單元均采用殼單元SHELL181.轉向柱材料密度為7850kg/m3、彈性模量2.06×1011Pa、泊松比0.3。劃分網格，得到66170個節點，232770個單元。上下支架限制全部自由度，上下軸承限制轉向軸向移動，方向盤等量質量塊重約2.8kg，作用于轉向軸上端并與軸線平行。

1.2 轉向柱模態分析

為了研究轉向柱在支撐架、上下軸承和方向盤集中載荷作用下的固有振動特性，分析前四階模態，得到前四階固有頻率和振型。

轉向柱第一至第四階的固有頻率分別為25.787、26.755、37.787、78.769Hz。為了避開怠速時方向盤抖動，可以設置轉向柱的一階模態值，從而為轉向柱結構改進和優化提供參考。

1.3 轉向柱剛度分析

方向盤轉動使EPS轉向柱下端則受到來自轉向器的阻抗力偶作用，上端受到扭矩作用，因此對轉向柱進行剛度分析主要是求其扭轉角的大小，以驗證器結構是否達到強度要求，以及為其結構改進提供依據。在輸入軸施加扭矩400Nm，邊界約束條件與模態分析一致。轉向柱的總變形量最大值為0.716mm，且發生在輸入軸下部與輸出軸的配合處。

2 汽車EPS潰縮結構改進

在利用ANSYS分析的基礎上，對汽車EPS轉向柱中的潰縮結構進行改進。由于新法規對EPS管柱總成潰縮要求的提高，管柱總成潰縮力大小及穩定性，已成為各汽車廠考核的一大重點。而潰縮力的大小及穩定性與管柱的整體結構有很大的關系。針對這一情況，分析現有產品，雖然潰縮部份具體結構有所差異，但總體來說均是由輸入軸上下部、上下套筒以及定位保險塊三部分組成。從這三方面入手，具體對各方面的潰縮結構進行優化。

2.1 輸入軸上下部

現輸入軸上下部改進前后的潰縮結構，在設計上都是在輸入軸上下部之間注塑聚甲醛，通過剪切聚甲醛形成的圓柱銷而發生輸入軸上下部的潰縮。兩種結構的不同點在于：如果輸入軸上下部的花鍵配合精度達不到要求，則改進前的結構潰縮力明顯會大于改進后的潰縮力，而且潰縮力波動非常大。

從試驗結果看，改進后結構潰縮力很穩定，造成這種結果的原因有兩點：第一是注塑壓力。改進后結構的注塑壓力較小，則潰縮力較小，即使注塑壓力加大，其一致性還是較好；第二是花鍵配合精度。由于花鍵配合存在間隙，注塑的聚甲醛會將間隙填滿，導致潰縮時存在很大的摩擦力，并且這種摩擦力隨花鍵配合間隙的大小而變化，很不穩定，從而導致潰縮力的不穩定。改進后結構的花鍵由于注塑結構只是沿圓周四點注塑聚甲醛，摩擦力相對來說較小，因而對潰縮力的影響也較小。

2.2 上下套筒

改進前的結構采用下套筒沖四條筋，并對筋補充加工以滿足尺寸要求，然后將上套筒與下套筒通過過盈配合壓裝到位，以達到潰縮的目的。此結構在碰撞時，由于沖擊力會給管柱較大的徑向剪切力，此時下套筒上的筋就會剪切上套筒內壁，增大潰縮載荷。

改進后的結構采用八點凹筋結構，在上套筒外圓處向內沖鉚8處，保證內壁形成8個長方形面，通過工裝壓裝，直接與下套筒外圓柱面過盈配合。此結構方式在潰縮時，由于是8點接觸 ，徑向剪切力的作用對潰縮力影響不大，因此潰縮力差異不大。

從試驗結果看，該結構的一致性很好，最大潰縮載荷基本都在（1.5～1.8）kN的范圍內，并且潰縮的保持力波動不大，一致性也較好。

2.3 定位保險塊

改進前潰縮方式采用向鑄鋁成型的定位保險塊的8個孔內注入聚甲醛而與安裝板連接。由于鑄鋁與鋼板之間的摩擦系數大，因此，摩擦力也很大，因撞擊時壓力可能不同，所以，摩擦力的大小變化差異也很大。同時，潰縮時需要沖斷8個點，因此潰縮載荷較大且變化范圍大。

改進后結構采用定位保險塊與定位保險塊蓋板組裝在一起與安裝板連接，定位保險塊蓋板與定位保險塊均為塑料件，摩擦系數很小，故摩擦力就比較小，受側向壓力大小變化的影響的潰縮力變化就很小，潰縮力主要由剪切塑料柱產生，因此，潰縮力比較容易控制，從試驗結果來看，潰縮載荷基本保持在（0.5～0.9）kN之間。同時，因不需要在組裝時進行注塑，因而提高了生產效益，降低了生產成本。

管柱總成采用改進后的潰縮結構，從試驗結果看，最大潰縮力保持在（3.0～4.5）kN，潰縮保持力保持在（1.8～2.8）kN，完全符合汽車廠要求潰縮力的要求，因此整體潰縮結構方案可行。按此潰縮結構方案，如潰縮力要求發生改變，只需調節注塑壓力和上下套筒配合的過盈量即可實現潰縮力的調節，因此該潰縮結構方案具有通用性。

3 結論

通過運用有限元分析軟件ANSYS軟件對其進行模態和剛度分析，轉向柱第一至第四階的固有頻率分別為25.787、26.755、37.787、78.769Hz。轉向柱的總變形量最大值為0.716mm，且發生在輸入軸下部與輸出軸的配合處。并對轉向柱潰縮結構輸入軸上下部、上下套筒以及定位保險塊三方面進行優化改進設計，通過試驗分析得出改進后的結構最大潰縮力保持在（3.0～4.5）kN，潰縮保持力保持在（1.8～2.8）kN，完全符合汽車廠要求潰縮力的要求，整體潰縮結構方案可行。

【參考文獻】

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