某MPV車型轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)分析及優(yōu)化

王家軍，王鋒

某MPV車型轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)分析及優(yōu)化

王家軍，王鋒

（安徽江淮汽車集團(tuán)股份有限公司，安徽 合肥 230009）

針對某MPV轉(zhuǎn)向系統(tǒng)方向盤怠速抖振過大的現(xiàn)象，采用模態(tài)試驗(yàn)技術(shù)得到轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的固有頻率，找到了產(chǎn)生這種現(xiàn)象的原因在于轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的固有頻率和發(fā)動(dòng)機(jī)怠速時(shí)的振動(dòng)激勵(lì)頻率接近，從而引起了方向盤的過大振動(dòng)。文章采用增大CCB管梁長度的方法，對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化，再將優(yōu)化后的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)重新進(jìn)行模態(tài)分析，最終達(dá)到了減震的目的。

MPV；轉(zhuǎn)向系統(tǒng)；模態(tài)分析

CLC NO.: U467 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2017)16-41-03

前言

汽車 NVH 性能與整個(gè)汽車系統(tǒng)均有關(guān)聯(lián)，權(quán)威機(jī)構(gòu)J.D.power評估汽車質(zhì)量指標(biāo)中有三分之一與汽車 NVH 性能相關(guān)，因而必須從全局的角度對汽車振動(dòng)和噪聲進(jìn)行控制，汽車 NVH 性能是汽車開發(fā)的重點(diǎn)和難點(diǎn)。[1]車輛在行駛的時(shí)候，如果來自發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)、不平坦路面等各種振動(dòng)源的激勵(lì)頻率接近或達(dá)到了車身結(jié)構(gòu)局部或整體的固有頻率，車輛便產(chǎn)生共振現(xiàn)象，從而產(chǎn)生強(qiáng)烈振動(dòng)和巨大的噪聲，如果嚴(yán)重甚至?xí)砥茐男缘暮蠊?。汽車方向盤與駕駛員直接接觸，其振動(dòng)特性將直接影響駕駛員的駕駛安全和駕駛體驗(yàn)，是體現(xiàn)汽車NVH品質(zhì)的重要因素之一。來自路面以及發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)能量通過轉(zhuǎn)向系統(tǒng)直接傳輸?shù)椒较虮P，直接引起方向盤振動(dòng)。同時(shí)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、發(fā)動(dòng)機(jī)、懸置系統(tǒng)和車體結(jié)構(gòu)等均對方向盤振動(dòng)有影響。進(jìn)行轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計(jì)，保證汽車具有良好的NVH品質(zhì)，成為各汽車廠家和科研機(jī)構(gòu)最為感興趣的工作。[2-3]

本文針對某MPV車型在設(shè)計(jì)階段通過對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)分析，考察其NVH性能，將轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)頻率與發(fā)動(dòng)機(jī)怠速激勵(lì)頻率避頻。對比目標(biāo)值判斷其是否滿足模態(tài)設(shè)計(jì)要求，并進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，獲得了滿意的結(jié)果。

1 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)特性試驗(yàn)

1.1 模態(tài)測試基本原理

具有n自由度的運(yùn)動(dòng)系統(tǒng)，其振動(dòng)微分方程可描述為：

式中：［M］、［C］和［K］分別為系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣、阻尼矩陣和剛度矩陣；x（t）和f（t）分別為系統(tǒng)的位移向量和外界對系統(tǒng)的激勵(lì)向量。對上式兩邊進(jìn)行傅里葉變換，有：

式中H(ω)為頻響函數(shù)矩陣。

在j點(diǎn)激勵(lì)在I點(diǎn)測量響應(yīng)的頻響函數(shù)可表示為：

式中：Mi為模態(tài)質(zhì)量；Ci為模態(tài)阻尼；Ki為模態(tài)剛度；Φi為各階模態(tài)振型。

測試中為了減小共振附近處的噪聲，可通過功率譜密度函數(shù)來求得系統(tǒng)的頻響函數(shù)，即

式中：Gyy(ω)為輸出的自動(dòng)率譜；Gxy(ω)為輸入輸出的互功率譜。

1.2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)測試

實(shí)驗(yàn)時(shí)，首先考慮方向盤、轉(zhuǎn)向柱各自本體固有振動(dòng)屬性，然后將方向盤和轉(zhuǎn)向柱看作一個(gè)系統(tǒng)，考察系統(tǒng)的固有振動(dòng)屬性。測試方向盤和轉(zhuǎn)向柱各自本體固有振動(dòng)屬性時(shí)，試件支撐方式才有橡皮筋懸掛支撐，這可以保證試件的剛體模態(tài)頻率低于其自身彈性頻率的1/ 10。綜合考慮附加質(zhì)量影響和試驗(yàn)效率，測試過程中以兩個(gè)三向加速度傳感器為一組每隔兩點(diǎn)進(jìn)行拾振，為消除噪聲干擾，采用4次平均以保證相干函數(shù)和傳遞函數(shù)質(zhì)量。方向盤平面布置10個(gè)測點(diǎn)，方向盤安裝孔所屬結(jié)構(gòu)的平面內(nèi)布置5個(gè)測點(diǎn)，一共15個(gè)測點(diǎn)。坐標(biāo)系選取以方向盤平面的法向?yàn)閆方向，X和Y方向由右手定則確定。激勵(lì)點(diǎn)選取了兩處，一處位于方向盤回正時(shí)的12點(diǎn)鐘方向位置，激勵(lì)方向?yàn)?Z方向，另一處位于連接的過渡斜面上，激勵(lì)方向?yàn)閄Y平面內(nèi)斜45度方向。轉(zhuǎn)向管柱自身所在圓柱視作桿件，桿的長度方向布置4個(gè)測點(diǎn)，管柱側(cè)邊結(jié)構(gòu)同樣布置4個(gè)測點(diǎn)。坐標(biāo)系的選取以管柱長度方向?yàn)閆向，根據(jù)右手定則定義另外兩方向。三向加速度響應(yīng)傳感器布置在轉(zhuǎn)向管柱的最頂端，力錘激勵(lì)敏感方向，得到這敏感方向的傳遞函數(shù)。

方向盤與轉(zhuǎn)向柱組件模態(tài)測試，為了能準(zhǔn)確的獲得方向盤與轉(zhuǎn)向柱組件在駕駛室內(nèi)約束狀態(tài)下的模態(tài)參數(shù)，選取方向盤12點(diǎn)鐘、3點(diǎn)鐘、6點(diǎn)鐘以及9點(diǎn)鐘作為加速度傳感器的布置點(diǎn)，在轉(zhuǎn)向柱上選取了4個(gè)能反應(yīng)其形狀的四個(gè)點(diǎn)，在這四個(gè)點(diǎn)上分布布置加速度傳感器。［4］

2 分析內(nèi)容

2.1 模型描述

車身模型接收時(shí)間為2015.1.25，其中轉(zhuǎn)向管柱沿用某在產(chǎn)車型A，方向盤總成借用某在產(chǎn)車型B，詳見表1，約束車身截面處所有自由度，如下圖1。

圖1 SE數(shù)模CCB管梁及支架

圖2 NC數(shù)模CCB管梁及支架

圖3 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)分析模型圖

表1 相關(guān)質(zhì)量信息

2.2 分析結(jié)果

下面列舉模態(tài)分析結(jié)果和主要的模態(tài)振型圖：

表2 模態(tài)分析結(jié)果

圖4 方向盤垂向擺動(dòng)（33.66Hz）

圖5 方向盤橫向擺動(dòng)（34.55Hz）

該MPV的發(fā)動(dòng)機(jī)怠速激勵(lì)頻率為25Hz,根據(jù)目標(biāo)值要求，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的一階模態(tài)頻率應(yīng)該避開發(fā)動(dòng)機(jī)怠速激勵(lì)10Hz以上，而分析顯示一階模態(tài)頻率為33.66Hz，因此，此轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)不符合設(shè)計(jì)要求。

3 模態(tài)分析結(jié)果

（1）M331轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的一階模態(tài)頻率為33.66Hz，不滿足與發(fā)動(dòng)機(jī)怠速激勵(lì)（25Hz）避頻 10Hz以上的目標(biāo)要求，因此，此轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)不符合設(shè)計(jì)要求。

表3 模態(tài)分析結(jié)果

（2）由分析結(jié)果可知，NC數(shù)模轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)較SE數(shù)模有較大提升，但仍然未達(dá)到目標(biāo)值，需要進(jìn)一步優(yōu)化。

圖6 優(yōu)化轉(zhuǎn)向系統(tǒng)

表4 優(yōu)化后模態(tài)分析結(jié)果

根據(jù)以上計(jì)算結(jié)果可知，采用優(yōu)化方案后，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)達(dá)到目標(biāo)值，符合設(shè)計(jì)要求。

4 結(jié)論

通過對該MPV車型轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的模態(tài)分析，并就行了優(yōu)化設(shè)計(jì)，使得轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的Y 向一階彎曲固有頻率避開了怠速工況下發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)頻率，同時(shí)知道了車體、轉(zhuǎn)向管柱安裝支架、CCB管梁等零件對該MPV轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的模態(tài)影響，為后續(xù)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的優(yōu)化、車身內(nèi)飾等的設(shè)計(jì)提供了依據(jù)。

[1] 孔祥梅,湯佳云,李艷華.關(guān)于汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的模態(tài)分析與建議［J］.企業(yè)科技與發(fā)展, 2014（19）∶19-22.

[2] 楊明亮,丁渭平.汽車NVH性能測試技術(shù)流程徑［J］.實(shí)驗(yàn)室研究與探索,2010, 29（10）∶28-31.

[3] 楊亮,吳行讓,張碩,等.汽車怠速方向盤振動(dòng)控制研究［J］.噪聲與振動(dòng)控制,2011, 31（5）∶80-85.

[4] 王曉蘭,舒宏超,佘威.某卡車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)測試與分析［J］.時(shí)代汽車∶2016(8)∶80-81.

Modal analysis and Optimization of Steering System of a MPV

Wang Jiajun, Wang Feng
（Anhui Jianghuai Automobile group Co., Ltd., Anhui Hefei 230009）

In view of the problem of vibration of a MPV steering system, using the modal analysis to obtain the natural frequency. To find out the reason is that the natural frequency of steering system is approaching to the vibrating excitation frequency when engine is idling, it will led to excessive vibration of steering wheel. Structure optimization is conducted by increasing the length of the CCB pipe. The modal analysis of the optimized steering system is carried on. The purpose of vibration reduction has been reached at last.

MPV; Steering system; Model analysis

U467

A

1671-7988 (2017)16-41-03

10.16638 /j.cnki.1671-7988.2017.16.015

王家軍，工程師，就職于安徽江淮汽車集團(tuán)股份公司技術(shù)中心。