1、汽车转向系统 及仪表板总成 NVH 分析 An NVH Analysis for the Steering and IP Subsystem of a Vehicle 任超 王玉超 许妮 （ 广州汽车集团股份有限公司汽车工程研究院 广州 510640） 摘 要： 采用 MSC Nastran 有限元分析方法 ,对某车型的转向系统和仪表板总成结构进行模 态 、能量 分析和结构优化。提高转向系统的固有频率，避开怠速 与白车身的 共振区域，改 善 NVH 的主观感觉使性能达到设计要求。 关键词： Nastran, NVH, 转向系统 , 模态 , 有限元 Abstract： In this pape
2、r, the MSC NASTRAN FEA solvers are used to perform the structural modal analysis, energy analysis and the structural optimization for the steering and IP subsystem of a vehicle. By raising the natural frequency of the steering and IP subsystem, the engine idle resonance is avoided. The NVH design ta
3、rgets of this subsystem are achieved. Keywords： Nastran, NVH, Steering system, Mode, FEM 1.概述 随着汽车工业的发展，人们对于汽车 NVH的控制越来越严格。改善产品的 NVH性能 ， 满足 用户的听觉、舒适 和操作稳定性 是汽车 NVH领域研究发展的方向。在整车开发设计过程，考 察、研究、 优化 IP（仪表板）系统与转向系统的 NVH是必不可少的。转向系统和仪表板系统 是汽车车身的 重 要组成部分， 这一系统 的振动、噪声 能 给人最直接的感受 安全、舒适和 平 稳。本文 将其作为一个 系统考虑， 利用有
4、限元的方法， 对 转向系统以及仪表板总成的振动频 率 进行 分析和 结构优化 ， 使之避开发动机的怠速激励频率，满足设计要求。 2.转向系统振动及其模态分析 2.1 转向系激振源分析 发动机怠速和路面不平度激励是导致转向系统 和仪表台系统 振动的主要原因， 转向系统 和仪表台系统 的怠速振动主要是由发动 机怠速工况下的 往复惯性力激励产生，其频率与车 辆 搭载的发动机气 缸数和怠速转速有关 2。 四冲程 发动机激振频率计算公式 为 ： 260 Mnf （ 1） 其中 ， n 为发动机 转速 (r/min)； M 为发动机的气缸数目 。 某 四缸 发动机 的 怠速转速为 800rpm， 激振频率
5、为 26.7Hz； 空调开启时，怠速转速为 850rpm，激振频率为 28.3Hz。 按照模态规划，内饰车身 (trimmed body)的一弯一扭模态应该 在 30-34Hz范围内。为了避开发动机怠速频率和内饰车身频率，方向盘的横摆或垂弯频率至 少要 不小 于 36Hz。 2.2 转向系统及仪表板 模型处理 2.2.1 转向系统模型 转向 柱和方向盘 的频率变化是本案重点考察的对象 ， 模型必须是详细的。 万向节采用刚 性连接同时释放 相互之间的 转动自由度， 转向柱与方向盘采用刚性连接释放方向盘的转动自 由度 。 转向系统的有限元模型 见图 1。 2.2.2 仪表板横梁（ CCB） 模型
6、转向系统通过一支架 a安装 在 CCB上。 CCB两端有 车身连接支架 ， 中间有 中通道连接支架 b， 电器盒支架、 安全气蘘支架 e以及 IP连接 支架 c、 d等 。 CCB有限元模型 见图 2。 图 1 某车型转向系统模型 图 2 某车型 仪表板横梁 模型 2.2.3 仪表板系统模型 仪表 台 （ IP）是汽车 主要的内饰件 。 安全气囊、 各种 电子 仪表、娱乐系统、手套箱以及 金属支 架 均 与 IP有 安装 关系，这些非结构 件以集中质量代替 ， 分 别通过 各安装点 连接其 质心 位置 。 仪表板系统 有限元 模型 见图 3。 2.2.4 转向系统 和仪表板系统组合 模型 转向
7、系统通过支架与 CCB连接。 仪表 台通过 CCB两端的支 架与 CCB连接 ，约束与车身连接 点处的 6个自由度 。 转向系统和仪表板系统装配后的有限元模型 见 图 4。 图 3 某车型 仪表板总成 模型 图 4 某车型转向系统 +仪表板总成 模型 2.3 转向 系统及仪表板 总成 模态 、频率 、能量 分析 对 转向系统和仪表板总成系统模态和频率 进行 分析，得到 方向盘 转向柱 垂向（ Z向 ） 频 率 34.57Hz， 不满足设计目标 。 图 5 方向盘垂向频率 34.57Hz 对 转向系统和仪表板总成系统 进行 能量分析， 找出结构 中能量集中 位置 。 从图 6和 图 7 的模态应
8、变能云图 可知 结构的能量 主要 集中在 CCB安装支架 a、 支架 b、支架 c、支架 d和支架 e,其中支架 a和支架 e对共振贡献量最大， 其能量集中位置为结构薄弱环节， 因此对结构薄弱 部件 进行优化分析。 图 6 原设计方案 模态 应变能云图 a 图 7 原设计方案 模态 应变能云图 b 3.转向系统 结构 优化 分析 针对结构的薄弱位置，提出以下三种 优化 方案。 方案 a： 将 CCB左侧 与车身 中通道连接 的 支架 b改为封闭结构 ，加强 其 与车身 前地板 的连 接刚度，如图 8所示。 图 8 转向 柱支架修改方案 a和 b 方案 b:针对仪表板与 CCB连接刚度不足， 将
9、 仪表板与 CCB连接 支架 c的 厚度 由 1mm增加为 2mm,同时将 L型支架 d改为 U型结构 ，如图 8所示 。 方案 c： 针对 转向 柱与 CCB连接刚度不足， 将转向柱安装支架 a厚度 由 2.5mm改为 3.5mm, 同时将副驾驶安全气蘘 （ PAB） 支架 e改为新结构以提高其刚度，如图 9所示。 图 9 转向柱支架修改方案 c 0 20 40 60 80 100 120 140 160 支架a 支架b 支架c 支架d 支架e 模态应变能最大值 原结构 优化后结构 图 10 模态应变能对比结果 综合 以上 三种 优化 方案，其 转向柱垂向 振动频率 可提高到 38.21Hz
10、， 达到了目标要求 。 4.结论 转向系统和仪表板 系统 是整 车 振动的最敏感区域 ， CCB为转向系统和仪表板系统的主要承 载件，因此在设计前期应该重点考虑其结构的固有频率，同时也需关注 CCB其他连接支架的 固有频率，避免在设计后期冻结 后 CCB结构难以更改 。 本文 将仪表板和转向系统结构作为一个系统考虑，利用模态应变能方法优化 CCB连接支架 结构，提高了方向盘的垂向频率， 达到设计目标 ，提高 汽车 NVH性能 。 参考文献 1 Fenji FUJIKAWA. Analysis of steering column VibrationJ. Motion & Control No.4-1998. 2 田冠男等 . 面向汽车转向系统 NVH 性能的分析与设计流程 . 2006年 9月 计算机辅助工程 第 15卷 .
