某轿车转向系统 NVH 性能分析与优化

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摘要：

基于模态分析理论，针对某轿车置于整车转向系统的NVH性能问题进行分析与优化。利用两个子模型即转向盘—柱有限元模型和转向系统有限元模型，找出置于整车转向系统的薄弱区域，并对其进行优化。在原设计的基础上进行较小范围的结构优化，取得模态性能的提升。为CAE方法的可行性及实用性提供参考。

关键词：

NVH、转向系统、结构优化

0 前言

随着人们对舒适性的要求不断提高，汽车 NVH 性能的研究受到关注和重视。转向系统振动和噪声是驾驶员可以直接感知到令客户很敏感的振动和噪声，是影响整车NVH水平的重要部分[1]。在汽车转向系统和仪表板总成设计中，利用有限元法分析，不仅能够降低开发时间及节约成本，而且还可以有效预测转向系统与仪表板安装横梁总成的NVH性能[2]。由转向系统与仪表板总成CAE仿真结果与实验结果对标发现，在一阶模态频率值上仅有3.8%的偏差[3]。

1 模态分析基本理论

一个多自由度系统的线性系统微分方程：

[M]{x''(t)}+[C]{x'(t)}+[K]{x(t)}={F(t)} (1)

式中，[M]、[C]和[K]分别为系统质量、阻尼和刚度矩阵；{x''(t)、{x'(t)}和{x(t)}分别为节点的加速度、速度和位移向量; {F ( t) }为系统激励向量。

式(1) 是用系统的物理坐标描述运动方程组, 是一组耦合方程。当系统的自由度很大时, 求解十分困难。模态分析方法是以无阻尼系统的各阶主振型所对应的模态坐标来代替物理坐标, 使坐标耦合的微分方程解耦为各个坐标独立的微分方程组, 从而求出系统的各阶模态参数。对于无阻尼自由振动系统, 阻尼和激励均为零, 其系统运动方程可写为:

[M]{x''(t)}+[K{ x'(t)}]=0 （2）

经变换整理, 特征方程可表达为:

| K- X2M| = 0 （3）

对于 n 自由度白车身系统而言, 有 n 个特征值。模态分析就是求解振动方程的特征值即特征方程的根 Xi ( i= 1, 2, , , n) , 这些特征值表示自然频率或者共振频率。自然频率对应的特征向量叫做正交模态或振型。当结构振动时, 它在任何时候的运动是正交模态的线形组合。通常采用质量归一化的方法, 获取正则模态。

2 转向系统模态分析

对某车转向系统的模型进行模态分析，获取转向管柱和转向系统的垂向和侧向模态频率值，以使转向盘在怠速工况下不产生共振。

2.1 数据模型

在HyperMesh软件中, 用壳单元与体单元对结构进行数学离散, 建立转向系统的有限元模型。转向盘等部分零件用四面体体单元 3*3mm，根据设计部门提供的数据，在安全气囊质心位置加载安全气囊质量再安装到转向盘上，外皮质量均布在转向盘上且使转向盘整体重心调节到实际重心位置上，转向柱用 bar 单元模拟；转向支架等用壳单元 10*10mm。根据装配关系，转向盘—柱装配完成后，装配在转向支架上，最后装配在整车中，如图 1 所示。材料弹性模量203GPa、泊松比0.28、密度 7.85e-9 Ton/mm3。调用模态分析程序, 选用求解精度高的 Block Lanczos 法提取特征值。

2.2 模态分析及结果

转向系统根据装配逐级进行模态分析的目的：确定用以描述结构系统的固有特性和振型等模态参数[4]；同时了解系统的刚度特性，掌握结构上的薄弱区域。转向系统由多个子系统组成，其整体刚度是转向盘—柱、转向支架和置于整车后仪表板横梁的集中体现。

转向系统置于整车模态值需避开发动机怠速激振频率，目的是使转向盘在怠速工况下不产生共振。发动机怠速工况下主要为二阶往复惯性力，某轿车为 4 缸发动机，其激振频率范围 20-30Hz。由于激振频率 3Hz 的原则，转向系统置于整车中的模态目标值为 33Hz。

转向系统置于整车中的模态分析结果，垂向模态为29.85Hz，小于目标值 33Hz。垂向模态不满足NVH性能需要，故排查转向系统置于整车中的薄弱区域。建立两个子模型，即转向盘—柱有限元模型与转向系统有限元模型。模型约束如下：

（1）转向盘—柱有限元模型，约束为与转向支撑连接点全约束（图 2）；

（2）转向系统有限元模型，约束为与车身连接点全约束（图3）。

两个子模型与转向系统置于整车有限元模型的模态分析结果

3 设计优化

对转向支架模态应变能云图和位移形变云图观察得到转向支撑处（图4），较大能量积累，前端形变较大，起刚度加强作用凸台没有往前端伸展是使垂直模态降低的原因，因此对该处支架进行优化。

在转向支架上，优化方案如下（图 5）：

方案一：红圈1处，蓝色与绿色件前部加的凹槽，垂向模态提高3.9Hz，横向模态提高2.75Hz；

方案二：红圈2处，蓝件红圈处开孔做塞焊，垂向模态提高3.22Hz，横向模态提高 3.39Hz；

方案三：红圈3处，蓝色件上加一个支架，垂向模态提高3.84Hz，横向侧向模态提高3.27Hz。

图5 支架模型优化方案

综合方案一、二、三，优化后的支架装配入整车进行验证，结果如表2所示。转向系统置于整车中垂向模态 34.72Hz，提高了4.87Hz，满足转向系统置于整车中的 NVH 性能设计要求。通过与设计部门及制造部门进一步探讨该优化方案的零件布置空间及冲压工艺可行性，最终确定支架结构的设计方案，满足 NVH 性能。

4 总结

本文介绍了某轿车的转向系统置于整车的NVH性能的分析,利用转向盘—柱有限元模型和转向系统有限元模型两个子模型，分析模态逐级降低的大小，找出薄弱区域，从而进行转向系统模态优化。在原设计基础上进行较小范围的优化模型，取得较大的模态性能提升。经设计部门反馈，该优化方案实施后，转向系统 NVH 性能良好，从而为CAE方法的可行性及可信度提供参考。

5 参考文献

[1] KOCS,YOOKD,PARKKW.Design of steering column mouting bracket for vibration . SAE,2003-0102747.
[2] MAMBROTD,FLEMINGI.Predictive engineering for instrument-panel application development .SAE,1999-01-0695.
[3] FUJIKAWA Fenji. Analysis of steering column. Motion & Control.
[4] LEEYS, SONGSY, CHOIMH, RYUCH, etal. Vibration characterstics of a passenger car. SAE,2000-03-0119.