某MPV车型转向系统模态分析及优化

王家军，王锋

某MPV车型转向系统模态分析及优化

王家军，王锋

（安徽江淮汽车集团股份有限公司，安徽 合肥 230009）

针对某MPV转向系统方向盘怠速抖振过大的现象，采用模态试验技术得到转向系统的固有频率，找到了产生这种现象的原因在于转向系统的固有频率和发动机怠速时的振动激励频率接近，从而引起了方向盘的过大振动。文章采用增大CCB管梁长度的方法，对转向系统进行优化，再将优化后的转向系统重新进行模态分析，最终达到了减震的目的。

MPV；转向系统；模态分析

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

前言

汽车 NVH 性能与整个汽车系统均有关联，权威机构J.D.power评估汽车质量指标中有三分之一与汽车 NVH 性能相关，因而必须从全局的角度对汽车振动和噪声进行控制，汽车 NVH 性能是汽车开发的重点和难点。[1]车辆在行驶的时候，如果来自发动机运转、不平坦路面等各种振动源的激励频率接近或达到了车身结构局部或整体的固有频率，车辆便产生共振现象，从而产生强烈振动和巨大的噪声，如果严重甚至会带来破坏性的后果。汽车方向盘与驾驶员直接接触，其振动特性将直接影响驾驶员的驾驶安全和驾驶体验，是体现汽车NVH品质的重要因素之一。来自路面以及发动机的激励能量通过转向系统直接传输到方向盘，直接引起方向盘振动。同时转向系统、发动机、悬置系统和车体结构等均对方向盘振动有影响。进行转向系统的优化设计，保证汽车具有良好的NVH品质，成为各汽车厂家和科研机构最为感兴趣的工作。[2-3]

本文针对某MPV车型在设计阶段通过对转向系统进行模态分析，考察其NVH性能，将转向系统模态频率与发动机怠速激励频率避频。对比目标值判断其是否满足模态设计要求，并进行优化设计，获得了满意的结果。

1 转向系统动力学特性试验

1.1 模态测试基本原理

具有n自由度的运动系统，其振动微分方程可描述为：

式中：［M］、［C］和［K］分别为系统的质量矩阵、阻尼矩阵和刚度矩阵；x（t）和f（t）分别为系统的位移向量和外界对系统的激励向量。对上式两边进行傅里叶变换，有：

式中H(ω)为频响函数矩阵。

在j点激励在I点测量响应的频响函数可表示为：

式中：Mi为模态质量；Ci为模态阻尼；Ki为模态刚度；Φi为各阶模态振型。

测试中为了减小共振附近处的噪声，可通过功率谱密度函数来求得系统的频响函数，即

式中：Gyy(ω)为输出的自动率谱；Gxy(ω)为输入输出的互功率谱。

1.2 转向系统模态测试

实验时，首先考虑方向盘、转向柱各自本体固有振动属性，然后将方向盘和转向柱看作一个系统，考察系统的固有振动属性。测试方向盘和转向柱各自本体固有振动属性时，试件支撑方式才有橡皮筋悬挂支撑，这可以保证试件的刚体模态频率低于其自身弹性频率的1/ 10。综合考虑附加质量影响和试验效率，测试过程中以两个三向加速度传感器为一组每隔两点进行拾振，为消除噪声干扰，采用4次平均以保证相干函数和传递函数质量。方向盘平面布置10个测点，方向盘安装孔所属结构的平面内布置5个测点，一共15个测点。坐标系选取以方向盘平面的法向为Z方向，X和Y方向由右手定则确定。激励点选取了两处，一处位于方向盘回正时的12点钟方向位置，激励方向为-Z方向，另一处位于连接的过渡斜面上，激励方向为XY平面内斜45度方向。转向管柱自身所在圆柱视作杆件，杆的长度方向布置4个测点，管柱侧边结构同样布置4个测点。坐标系的选取以管柱长度方向为Z向，根据右手定则定义另外两方向。三向加速度响应传感器布置在转向管柱的最顶端，力锤激励敏感方向，得到这敏感方向的传递函数。

方向盘与转向柱组件模态测试，为了能准确的获得方向盘与转向柱组件在驾驶室内约束状态下的模态参数，选取方向盘12点钟、3点钟、6点钟以及9点钟作为加速度传感器的布置点，在转向柱上选取了4个能反应其形状的四个点，在这四个点上分布布置加速度传感器。［4］

2 分析内容

2.1 模型描述

车身模型接收时间为2015.1.25，其中转向管柱沿用某在产车型A，方向盘总成借用某在产车型B，详见表1，约束车身截面处所有自由度，如下图1。

图1 SE数模CCB管梁及支架

图2 NC数模CCB管梁及支架

图3 转向系统模态分析模型图

表1 相关质量信息

2.2 分析结果

下面列举模态分析结果和主要的模态振型图：

表2 模态分析结果

图4 方向盘垂向摆动（33.66Hz）

图5 方向盘横向摆动（34.55Hz）

该MPV的发动机怠速激励频率为25Hz,根据目标值要求，转向系统的一阶模态频率应该避开发动机怠速激励10Hz以上，而分析显示一阶模态频率为33.66Hz，因此，此转向系统模态不符合设计要求。

3 模态分析结果

（1）M331转向系统的一阶模态频率为33.66Hz，不满足与发动机怠速激励（25Hz）避频 10Hz以上的目标要求，因此，此转向系统模态不符合设计要求。

表3 模态分析结果

（2）由分析结果可知，NC数模转向系统模态较SE数模有较大提升，但仍然未达到目标值，需要进一步优化。

图6 优化转向系统

表4 优化后模态分析结果

根据以上计算结果可知，采用优化方案后，转向系统模态达到目标值，符合设计要求。

4 结论

通过对该MPV车型转向系统的模态分析，并就行了优化设计，使得转向系统的Y 向一阶弯曲固有频率避开了怠速工况下发动机激励频率，同时知道了车体、转向管柱安装支架、CCB管梁等零件对该MPV转向系统的模态影响，为后续转向系统的优化、车身内饰等的设计提供了依据。

[1] 孔祥梅,汤佳云,李艳华.关于汽车转向系统的模态分析与建议［J］.企业科技与发展, 2014（19）∶19-22.

[2] 杨明亮,丁渭平.汽车NVH性能测试技术流程径［J］.实验室研究与探索,2010, 29（10）∶28-31.

[3] 杨亮,吴行让,张硕,等.汽车怠速方向盘振动控制研究［J］.噪声与振动控制,2011, 31（5）∶80-85.

[4] 王晓兰,舒宏超,佘威.某卡车转向系统模态测试与分析［J］.时代汽车∶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

王家军，工程师，就职于安徽江淮汽车集团股份公司技术中心。