汽车转向系统及仪表板总成NVH分析
本文采用MSCNastran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。
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。
四冲程发动机激振频率计算公式为：
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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(trimmedbody)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。
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图1某车型转向系统模型
2.2.2仪表板横梁(CCB)模型
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、安全气囊支架e以及IP连接支架c、d等。CCB有限元模型见图2。
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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。
图3某车型仪表板总成模型
2.2.4转向系统和仪表板系统组合模型
转向系统通过支架与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www.huisheliren.com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囊(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
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，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。
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