基于有限元分析的商用車方向盤設計

摘要：汽車方向盤設計的好壞對正常駕駛起到重要的作用。如何從設計上滿足方向盤強度和NVH要求，又做到輕量化，成為大家追求的目標。本文闡述了某商用車方向盤設計階段的強度和模態分析，通過對改進方案的分析，得出方向盤的設計要點。

關鍵詞：方向盤;商用車;有限元

中圖分類號：U463收稿日期：2022-04-30

DOI：10.19999/j.cnki.1004-0226.2022.08.009

1 前言

隨著汽車工業的飛速發展，汽車的速度越來越快，外型越來越漂亮，內部裝飾越來越復雜多樣，內在的科技含量越來越高。商用車方向盤也發生不小的變化，其材料從傳統的鋼結構變化成鎂鋁合金。鎂合金是最輕的金屬結構材料之一，具有強度高，阻尼、吸振及降噪性能優越，鑄造成形、機加工和表面裝飾性能好，易回收等優點。鎂鋁合金應用于方向盤可實現輕量化，又可降低路面和控制系統的振動，同時發生意外時，鎂鋁合金方向盤可吸收更多能量，保證駕駛員安全。本文針對某商用車方向盤設計，采用鎂鋁合金和鋼結構結合使用的方向盤進行強度和模態有限元分析，防止出現斷裂、抖動等問題。

2 模態分析

模態分析是研究結構動力特性的一種近代方法，是系統辨別方法在工程振動領域中的應用，模態是機械結構的固有振動特性，每一個模態具有特定的固有頻率、阻尼比和模態振型。這些模態參數可以由仿真或實驗得到，這樣一個計算或實驗分析過程稱為模態分析。如果通過分析方法搞清楚了結構在某一易受影響的頻率范圍內各階主要模態的特性，就能預測結構在此頻段內在外部和內部各種振源作用下的實際振動響應。因此，模態分析是結構動態設計及設備故障診斷的重要方法。

方向盤振動指在一定的發動機怠速范圍內或者在一定的路況下引起的方向盤劇烈振動的現象，而發動機怠速振動和路況差是導致方向盤振動的主要原因之一。在車輛怠速時，發動機的激勵頻率高于行駛時的路面激勵頻率，發動機在一定轉速下，其振動能量通過發動機懸置到達車身，通過車身傳遞給方向盤，使方向盤發生振動，振動激勵能量通過傳遞路徑最終到達方向盤，如果方向盤的固有頻率和激勵頻率接近，將會使方向盤發生劇烈的振動，而且怠速下駕駛員對方向盤最為敏感。為避免在怠速下發生共振，某商用車對方向盤總成的固有頻率要求為大于57Hz。

本文中的方向盤模態分析不考慮轉向系統，分析的是方向盤的約束模態。方向盤的材料屬性如表1所示。三維數模以stp格式導入到HyperMesh中，進行劃分網格，定義單元屬性以及連接，施加約束。最后進行模態計算，在后處理軟件中讀出模態振型及其頻率，其結果見表2。第一階模態為上下擺動41.7Hz，如圖1。第二階模態為左右擺動50.9Hz，第三階模態為前后擺動為52.2 Hz，遠沒有達到設計要求的一階模態57Hz。

3 強度分析

方向盤骨架在承受沖擊、扭轉等情況容易出現輻條和輪圈結合部位裂紋，甚至斷裂。進行三種工況分析：靜態平行彎曲強度分析、單側彎曲強度分析、靜態抗扭強度分析。

靜態平行彎曲強度分析如圖2所示，要求在負荷980N時，應無裂縫、分裂或間隙出現，最大彎曲變形不得超過20mm，永久彎曲變形不得超過3mm。由有限元分析可知：最大變形為6.3mm，永久變形為0.2mm，最大應力為245.7 MPa，滿足設計要求。

單側彎曲強度分析如圖3所示，要求在負載392N時，零件上應無裂縫、分裂或間隙出現。最大彎曲變形不應超過45mm，永久彎曲變形不得超過7mm。負載785N時，最大彎曲變形不得超過160mm。由有限元分析可知：392N時最大變形為6.3mm，永久變形為0.2mm，785N時最大變形為11.6mm，最大應力為168.6 MPa，均滿足設計要求。

靜態抗扭強度分析如圖4所示，要求在方向盤外圍的切線方向施加負荷。負載235N·m時，應無裂縫、分裂或間隙等異常情況，彎曲扭矩下變形不得超過25mm。由有限元分析可知：最大變形為3.5mm，最大應力為141 MPa，均滿足設計要求。

4 優化分析及改進方案

從上述分析可以看出，方向盤的一階垂直模態頻率為41.7Hz，沒有達到實際設計要求，所以要對方向盤進行優化設計，而在機械系統中優化抗振能力，一般用動剛度作為標準。提高方向盤的動剛度能夠提高其抗振能力，有利于減輕結構的振動。提高方向盤動剛度的措施主要有：a.改善方向盤的靜剛度和固有頻率。在改善靜剛度的過程中應從構件的截面輪廓尺寸和截面形狀、構件上孔的尺寸和布置、構件壁厚以及連接處的動剛度來考慮。同時應注意減輕構件質量，提高其固有頻率，避免共振。b.改善方向盤的阻尼特性。結構阻尼由結合面間的摩擦阻尼和材料的內摩擦阻尼組成，通常接合面間阻尼占主要地位。充分利用接合面間阻尼或附加具有高內阻尼的材料，可以改善方向盤的阻尼特性。

具體改進優化方案：a.采用改變外緣截面尺寸的方法，在降低外圈質量的同時，提高方向盤外圈的動剛度。把外緣的圓鋼由實心改為空心鋼管，根據鋼管的壁厚和半徑，設計圓管直徑為14mm，壁厚為2mm，輪圈質量減小49%。b.把輪輻和輪圈相連的圓角增大。原方案與優化方案模型對比如圖5所示。

通過上述方案對方向盤模型進行修改分析。得出方向盤的模態和強度，如表3～表4所示。

5結語

改進優化方案一階模態頻率高于設計要求，三種工況的強度分析也滿足要求，改進優化方案可行。

減少方向盤質量和優化方向盤結構，是減小方向盤振動的一種行之有效的方法。改進后的方向盤避開了易發生共振的激勵頻率區域，具有良好的動態特性。

參考文獻：

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[2]靳曉雄，張立軍，江浩.汽車振動分析[M].上海：同濟大學出版社，2002.

[3]周中堅，盧耀祖.機械與汽車結構的有限元分析[M].上海：同濟大學出版社，1997.

作者簡介：

李浩亮，男，1983年生，高級工程師，研究方向為汽車結構疲勞耐久。