張冰天

眾泰汽車(chē)工程研究院 浙江省杭州市 310000

隨著CAE技術(shù)的飛速發(fā)展，利用CAE分析技術(shù)進(jìn)行仿真分析來(lái)考核汽車(chē)構(gòu)件的強(qiáng)度、振動(dòng)特性和耐久性等已經(jīng)在現(xiàn)代汽車(chē)設(shè)計(jì)和分析中得到廣泛的應(yīng)用。成為支持工程行業(yè)和制造企業(yè)信息化的主導(dǎo)技術(shù)，在提高工程/產(chǎn)品的設(shè)計(jì)質(zhì)量，降低研究開(kāi)發(fā)成本，縮短開(kāi)發(fā)周期方面都發(fā)揮了重要作用，成為實(shí)現(xiàn)工程/產(chǎn)品創(chuàng)新的支撐技術(shù)。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是汽車(chē)底盤(pán)中的一個(gè)重要部分，其性能直接影響到汽車(chē)行駛平順性和操縱穩(wěn)定性，且其對(duì)汽車(chē)NVH性能影響很大[1]。駕駛員對(duì)方向盤(pán)的振動(dòng)最為敏感。因此，利用有限元方法分析轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的模態(tài)，并基于優(yōu)化方法使之避開(kāi)發(fā)動(dòng)機(jī)的頻率，同時(shí)減輕轉(zhuǎn)向系統(tǒng)重量，既能縮短開(kāi)發(fā)時(shí)間又能減少成本，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)分析的目的是確定用以描述轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構(gòu)系統(tǒng)特性的固有頻率和振型等模態(tài)參數(shù)。為避免方向盤(pán)的怠速共振，要求轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中方向盤(pán)的上下、左右振型的振動(dòng)頻率高于發(fā)動(dòng)機(jī)的怠速激振頻率。

轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是駕駛員平時(shí)密切接觸的系統(tǒng)，只要汽車(chē)在行駛，駕駛員無(wú)時(shí)無(wú)刻不在接觸方向盤(pán)，方向盤(pán)抖動(dòng)問(wèn)題也成為NVH問(wèn)題中最為重要的問(wèn)題之一，經(jīng)研究，一般轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)≥35Hz[2]，相應(yīng)的方向盤(pán)抖動(dòng)問(wèn)題就會(huì)明顯減少，在得到合理的幾何結(jié)構(gòu)后，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)零件的厚度成為影響模態(tài)頻率的主要因素。如何合理的分配零件厚度，達(dá)到既能滿足NVH性能要求，又能保證系統(tǒng)的質(zhì)量較輕成為接下來(lái)考慮的問(wèn)題。本文主要研究某SUV轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)提升方案。

1 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的模態(tài)現(xiàn)狀

1.1 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的模型描述

轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的模型包括方向盤(pán)、轉(zhuǎn)向管柱及支架、駕駛員安全氣囊，儀表板橫梁、轉(zhuǎn)向助力電機(jī)、主儀表板、副儀表板，空調(diào)系統(tǒng)、儀表板橫梁。

1.2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的邊界條件

轉(zhuǎn)向系統(tǒng)為安裝在白車(chē)身狀態(tài)。

1.3 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)

上述模型安裝在白車(chē)身上進(jìn)行計(jì)算得轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的橫向模態(tài)為33.95Hz，垂向模態(tài)為35.78Hz，如圖1、2所示：

圖1 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)橫向模態(tài)

2 優(yōu)化分析

2.1 確定優(yōu)化方案

由圖可知應(yīng)變能集中在：

（1）轉(zhuǎn)向管柱與儀表板橫梁的搭接板。

（2）轉(zhuǎn)向管柱的兩個(gè)支架。

（3）轉(zhuǎn)向管柱下端的連接支架。

對(duì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中應(yīng)變能集中的幾個(gè)部件的厚度進(jìn)行優(yōu)化，優(yōu)化方案如圖3、4所示：

（1）將轉(zhuǎn)向管柱與儀表板橫梁的搭接板由1.2mm調(diào)整為2.0mm。

（2）將轉(zhuǎn)向管柱的兩個(gè)支架厚度分別由2.0mm調(diào)整為3.2mm，2.0mm調(diào)整為3.0mm。

（3）將轉(zhuǎn)向管柱下端的連接支架厚度由2.0mm調(diào)整為3.0mm。

2.2 優(yōu)化結(jié)果

優(yōu)化后的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)橫向模態(tài)為 35.04Hz比原狀態(tài)提升了1.09Hz，垂向模態(tài)為37.60Hz，比原狀態(tài)提升了1.82Hz，且優(yōu)化后≥35Hz，滿足目標(biāo)要求。優(yōu)化后的結(jié)果如圖5、6所示：

圖2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)垂向模態(tài)

圖3 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)應(yīng)變能示意圖

圖4 優(yōu)化方案示意圖

圖5 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)橫向模態(tài)（優(yōu)化后）

圖6 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)垂向模態(tài)（優(yōu)化后）

3 結(jié)語(yǔ)

本文通過(guò)Hypermesh建立轉(zhuǎn)向系統(tǒng)有限元模型，利用Nastran求解器對(duì)某SUV的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)進(jìn)行仿真分析，找到該車(chē)型轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的薄弱部位，并對(duì)其進(jìn)行優(yōu)化。使得轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)達(dá)到目標(biāo)值35Hz。從而有效地避免了方向盤(pán)抖動(dòng)的問(wèn)題。