李小軍，陽(yáng)榮慧，李建華，何寄平

(福田歐輝環(huán)境裝備事業(yè)部，湖南長(zhǎng)沙 410029)

某型工程車方向盤抖動(dòng)分析與優(yōu)化方法研究

李小軍，陽(yáng)榮慧，李建華，何寄平

(福田歐輝環(huán)境裝備事業(yè)部，湖南長(zhǎng)沙 410029)

應(yīng)用NVH有限元分析手段對(duì)某型工程車轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)進(jìn)行模態(tài)和頻響分析,找出了它在怠速工況下發(fā)生抖動(dòng)的根本原因，并且提出了優(yōu)化改進(jìn)方法。通過對(duì)比分析得出,此方法達(dá)到了有效降低和減少抖動(dòng)的目的,表明此方法是一種有效的解決此類問題的方法。

工程車；方向盤抖動(dòng)；NVH；模態(tài)分析；頻響分析

0 引言

由于能源與環(huán)境問題,汽車設(shè)計(jì)在追求輕量化、舒適性和低油耗的同時(shí),振動(dòng)和抖動(dòng)問題一直是難點(diǎn),很難解決。人體容易感受的都是低頻振動(dòng) ，所以低頻振動(dòng)更容易引起駕駛員和乘客的疲勞，影響汽車的行駛安全。文中所研究的一款工程車在怠速工況下方向盤抖動(dòng)非常厲害，嚴(yán)重影響了駕駛員的舒適性。抖動(dòng)屬于低頻振動(dòng)，振動(dòng)頻率范圍為5～30 Hz，但是轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的振動(dòng)頻率在40 Hz左右[1]。為了探究產(chǎn)生振動(dòng)的原因以及解決的方法，作者通過引入NVH分析方法來研究和解決此問題，找出引起振動(dòng)的根本原因，通過優(yōu)化結(jié)構(gòu)找到有效的解決方法。

1 NVH模態(tài)頻響分析

1.1 分析模型建立

由于整車的NVH分析太過復(fù)雜和繁瑣，因此文中只提取方向盤轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)及其固定裝置作為分析對(duì)象建立分析模型，根據(jù)其結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，摘取了車身相關(guān)部件，并作簡(jiǎn)化，轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)及其固定裝置模型如圖1所示。

轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的NVH分析選定為兩個(gè)方面：方向盤轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)總成約束模態(tài)計(jì)算；模態(tài)頻響分析。模態(tài)分析中在車身固定件周圍施加固定約束。在頻響分析中，在方向盤的固定大支架中心處施加頻響載荷。

圖1 轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)模型圖

1.2 分析結(jié)果與評(píng)價(jià)

對(duì)其進(jìn)行模態(tài)分析，模態(tài)分析結(jié)果如表1所示，第1和第2階模態(tài)頻率值相差2.4 Hz，容易引起耦合共振。前3階模態(tài)頻率在40 Hz以下，在低頻振動(dòng)下容易引起共振，增加振動(dòng)。

表1 模態(tài)分析結(jié)果表

在大支架中心處分別施加X、Y、Z3個(gè)方向的頻響載荷，頻率范圍為0～40 Hz，大小為1。其響應(yīng)點(diǎn)選取方向盤上的4個(gè)點(diǎn)，如圖2所示。

圖2 方向盤響應(yīng)點(diǎn)選取圖

其頻響分析結(jié)果如圖3所示。

圖3 頻響分析結(jié)果圖

從結(jié)果看出：振動(dòng)明顯區(qū)域在30～40 Hz區(qū)間，前兩個(gè)波峰有耦合共振的趨勢(shì);在30 Hz以下，振幅很小，沒有波峰出現(xiàn)?？梢娹D(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)頻率低,前3階均在30～40 Hz區(qū)間,容易在40 Hz左右的振動(dòng)激勵(lì)作用下發(fā)生明顯的振動(dòng),是出現(xiàn)抖動(dòng)非常嚴(yán)重的根本原因。

1.3 優(yōu)化改進(jìn)方案

根據(jù)發(fā)生抖動(dòng)的根本原因,提出通過提高方向盤模態(tài)頻率、遠(yuǎn)離怠速激勵(lì)頻率區(qū)域、減少共振的方法來減少方向盤的抖動(dòng)問題。具體方案是改變方向盤骨架材料，由Q235改為AM50A鋁鎂合金材料。Q235材料的密度為7.83×10-9t/mm3，而鋁鎂合金只有1.8×10-9t/mm3，只為原來的1/4左右。這樣就可以大大降低方向盤骨架的質(zhì)量，從而達(dá)到提高其模態(tài)頻率的目的。

2 優(yōu)化效果驗(yàn)證分析

對(duì)優(yōu)化后的模型進(jìn)行模態(tài)和頻響分析，并且與原始結(jié)果進(jìn)行對(duì)比。模態(tài)結(jié)果對(duì)比如表2所示，頻響分析結(jié)果與對(duì)比如圖4—6所示。

表2 模態(tài)結(jié)果對(duì)比表

圖4 頻響分析X方向位移對(duì)比圖

圖5 頻響分析Y方向位移對(duì)比圖

從結(jié)果與對(duì)比中可以得出如下結(jié)論：

(1)改為AM50A材料后，一階頻率達(dá)到46.5 Hz，比原始模型頻率值31.5 Hz大15 Hz，有效提升了原始模型的模態(tài)頻率值，避開了30～40 Hz的振源頻率。而且前幾階模態(tài)頻率值間隔分明，可以避免耦合共振。

(2)優(yōu)化模型的第一個(gè)峰值頻率在50 Hz以上，遠(yuǎn)離原始模型的峰值頻率30～40 Hz區(qū)域。在頻率40 Hz以下，基本無(wú)振動(dòng)峰值，表明有效抑制了振動(dòng)位移,有效減少了方向盤的振動(dòng)和抖動(dòng)。而原始模型在30～40 Hz左右，振動(dòng)峰值非常明顯。

3 結(jié)論

通過引入NVH仿真分析方法，進(jìn)行模態(tài)和頻響分析等，找出了引起方向盤抖動(dòng)的根本原因是模態(tài)頻率低，前3階模態(tài)均在40 Hz以下，容易在30～40 Hz的振源作用下引起共振,出現(xiàn)方向盤抖動(dòng)厲害的問題。根據(jù)結(jié)果和數(shù)據(jù),提出改變方向盤骨架材料，大大降低骨架質(zhì)量,提高轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的模態(tài)頻率，使其遠(yuǎn)離振源激勵(lì)頻率,達(dá)到降低抖動(dòng)的目的。通過結(jié)果對(duì)比分析，此方法非常有效，達(dá)到了有效降低和減少抖動(dòng)的目的，表明此方法是一種解決此類問題的可行方法。

【1】王志亮，劉波，李晶華,等.汽車抖動(dòng)性產(chǎn)生機(jī)理與分析方法研究[J].噪聲與振動(dòng)控制,2008,28(4):87-89. WANG Z L,LIU B,LI J H,et al.Automobile Shake Mechanism and Analysis Method Research[J].Noise and Vibration Control,2008,28(4):87-89.

Analysis and Optimization for Steering Wheel Vibration of a Certain Type of Truck

LI Xiaojun, YANG Ronghui, LI Jianhua, HE Jiping

(Foton AUV Environmental Equipment Division,Changsha Hunan 410029,China)

NVH finite element analysis method was used to make modal analysis and frequency response analysis for steering mechanism of a certain type of truck. The root cause of jitter in idle condition was found, and optimization and improvement method was proposed. Through comparative analysis, it is concluded that by using the method, the jitter can be effectively reduced. This method is an effective way to solve same problem.

Truck;Wheel jitter;NVH;Model analysis;Frequency response analysis

2016-08-31

李小軍，男，大學(xué)本科，研究方向?yàn)槠囖D(zhuǎn)向系統(tǒng)的匹配和振動(dòng)。E-mail：lxj31310@163.com。

10.19466/j.cnki.1674-1986.2016.12.011

U481.6

A

1674-1986(2016)12-047-04