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電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向管柱的結(jié)構(gòu)性能及仿真

2020-12-30 22:56:19·  來(lái)源：上汽安全與CAE技術(shù)  
　
HWH上汽安全與CAE技術(shù)前天1 前言近年來(lái)，電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)（EPS）在各車(chē)型中的應(yīng)用越來(lái)越廣泛，己成為轉(zhuǎn)向系統(tǒng)市場(chǎng)的主體，占比達(dá)到半數(shù)以上。EPS主要由電動(dòng)轉(zhuǎn)向
1 前言
近年來(lái)，電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)（EPS）在各車(chē)型中的應(yīng)用越來(lái)越廣泛，己成為轉(zhuǎn)向系統(tǒng)市場(chǎng)的主體，占比達(dá)到半數(shù)以上。EPS主要由電動(dòng)轉(zhuǎn)向管柱和機(jī)械轉(zhuǎn)向機(jī)組成（如圖1所示），其中電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向管柱作為傳遞轉(zhuǎn)向意圖到車(chē)輪的部件，具有減少路面?zhèn)鬟f給駕駛員噪音和振動(dòng)的功能，還可以在車(chē)輛發(fā)生碰撞時(shí)充分吸能，是決定汽車(chē)行駛安全性與可靠性的關(guān)鍵部件，這就要求轉(zhuǎn)向管柱在設(shè)計(jì)時(shí)需要同時(shí)滿足嚴(yán)格的剛強(qiáng)度，模態(tài)和潰縮要求。本文重點(diǎn)介紹轉(zhuǎn)向管柱開(kāi)發(fā)過(guò)程中的結(jié)構(gòu)性能及仿真。

圖1 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構(gòu)示意[1]
 
2 轉(zhuǎn)向管柱模態(tài)
轉(zhuǎn)向管柱的振動(dòng)主要是由發(fā)動(dòng)機(jī)怠速工況下產(chǎn)生，在城市行車(chē)過(guò)程中由于紅燈、交通堵塞等經(jīng)常需要停車(chē)，汽車(chē)長(zhǎng)時(shí)間處于發(fā)動(dòng)機(jī)怠速狀態(tài)，如果方向盤(pán)振動(dòng)過(guò)大，超過(guò)駕駛員對(duì)振動(dòng)的感知閾值，會(huì)使駕駛員感覺(jué)焦躁不安。此外，若轉(zhuǎn)向管柱怠速振動(dòng)過(guò)大，還會(huì)引起轉(zhuǎn)向系統(tǒng)及周邊零件的振動(dòng)，加速零件的損壞，影響零件之間的裝配關(guān)系，從而影響轉(zhuǎn)向系統(tǒng)正常工作。為避免電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向管柱在怠速下產(chǎn)生抖動(dòng)，電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向管柱的固有頻率應(yīng)避開(kāi)發(fā)動(dòng)機(jī)怠速激振頻率區(qū)間。對(duì)于常見(jiàn)的四缸四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)，其發(fā)動(dòng)機(jī)怠速激振頻率可以通過(guò)下式進(jìn)行計(jì)算。
 
式中，f0為發(fā)動(dòng)機(jī)怠速激勵(lì)頻率，N為發(fā)動(dòng)機(jī)怠速轉(zhuǎn)速，i為發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸數(shù)。
   
發(fā)動(dòng)機(jī)低頻激勵(lì)下轉(zhuǎn)向管柱產(chǎn)生的結(jié)構(gòu)變形形式稱為其模態(tài)振型，且每一階模態(tài)振型都對(duì)應(yīng)一個(gè)固有頻率，當(dāng)激勵(lì)與固有頻率相同或相近時(shí)即發(fā)生共振。固有頻率和模態(tài)振型是轉(zhuǎn)向管柱的固有屬性，僅與系統(tǒng)結(jié)構(gòu)和邊界條件有關(guān)。對(duì)轉(zhuǎn)向管柱進(jìn)行模態(tài)分析，可以得到轉(zhuǎn)向管柱的固有頻率和對(duì)應(yīng)的模態(tài)振型。由于轉(zhuǎn)向管柱結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，一般以多自由度系統(tǒng)處理。對(duì)一個(gè)具有個(gè)自由度的無(wú)阻尼系統(tǒng)而言，它具有 個(gè)固有頻率，任一瞬時(shí)的運(yùn)動(dòng)形態(tài)要用個(gè)獨(dú)立的廣義坐標(biāo)來(lái)描述，系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)微分方程一般是個(gè)相互耦合的二階常微分方程組成的方程組。當(dāng)系統(tǒng)所受外力為零時(shí)，自由度系統(tǒng)的固有振動(dòng)方程為
 
式中，M、K分別為質(zhì)量矩陣和剛度矩陣，ü、u分別為加速度和位移向量。這個(gè)系統(tǒng)的固有頻率為
 
如圖2和圖3所示為管柱一階水平模態(tài)和一階垂直模態(tài),一般對(duì)管柱系統(tǒng)的模態(tài)要求為：垂直和水平的一階模態(tài)不得低于40-50Hz,具體根據(jù)項(xiàng)目要求而定。
 
圖2 水平模態(tài)振型
 
圖3 垂直模態(tài)振型
 
3 轉(zhuǎn)向管柱剛強(qiáng)度
轉(zhuǎn)向管柱作為機(jī)械產(chǎn)品，其產(chǎn)品設(shè)計(jì)在一定的工作條件，如額定載荷、過(guò)載等情況下，其結(jié)構(gòu)剛強(qiáng)度如何，能否滿足在工作載荷下不發(fā)生失效破壞，不發(fā)生過(guò)大變形影響工作性能等。因此，對(duì)轉(zhuǎn)向管柱結(jié)構(gòu)校核是很有必要的。在滿足剛強(qiáng)度要求的前提下，對(duì)產(chǎn)品進(jìn)行一些優(yōu)化，還可以帶來(lái)諸如節(jié)省材料等經(jīng)濟(jì)方面的益處，有限元分析包括剛度分析和靜扭強(qiáng)度分析。
 
對(duì)于不同的車(chē)型和管柱結(jié)構(gòu)，客戶對(duì)系統(tǒng)有不同的剛度要求。系統(tǒng)剛度越高越能夠迅速將駕駛員手部的轉(zhuǎn)向扭矩及時(shí)準(zhǔn)確地傳遞到輪胎上，獲得理想的系統(tǒng)響應(yīng)，提高用戶的體驗(yàn)。剛度的一般測(cè)量方法為將轉(zhuǎn)向管柱按照實(shí)車(chē)狀態(tài)固定，在轉(zhuǎn)向軸前端分別沿垂直和水平方向雙向加載，并測(cè)量轉(zhuǎn)向軸雙向偏移的距離，獲得轉(zhuǎn)向管柱水平和垂直方向的剛度，并確保其均滿足技術(shù)要求。如圖4所示為經(jīng)過(guò)擬合后的轉(zhuǎn)向管柱水平方向剛度曲線，直線的斜率為平均剛度。如圖5所示為轉(zhuǎn)向管柱剛度分析有限元模型。
 
 圖4 轉(zhuǎn)向管柱剛度曲線[5]
 
 圖5 剛度有限元模型
電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向管柱轉(zhuǎn)向電機(jī)安裝于管柱，中間軸要承受所有的齒條力，對(duì)其強(qiáng)度的要求較高，此外轉(zhuǎn)向管柱連接方向盤(pán)和轉(zhuǎn)向機(jī)，把扭矩傳遞給轉(zhuǎn)向機(jī)，所以在開(kāi)發(fā)過(guò)程中對(duì)轉(zhuǎn)向管柱有一定的靜扭強(qiáng)度要求。靜扭強(qiáng)度的試驗(yàn)方法為將轉(zhuǎn)向管柱按照實(shí)車(chē)狀態(tài)固定，在轉(zhuǎn)向軸前端施加扭矩，并滿足一定的技術(shù)要求。如圖6所示為靜扭強(qiáng)度有限元分析模型，圖7為靜扭強(qiáng)度云圖。
 
圖6 靜扭強(qiáng)度有限元模型
 
圖7 靜扭強(qiáng)度云圖
 
4 轉(zhuǎn)向管柱潰縮吸能
汽車(chē)發(fā)生碰撞的過(guò)程中，汽車(chē)與外界障礙物之間發(fā)生的碰撞通常稱作“第一次碰撞”，第一次碰撞發(fā)生后，人體由于慣性而發(fā)生相對(duì)于汽車(chē)的運(yùn)動(dòng)，與汽車(chē)內(nèi)部各種機(jī)構(gòu)發(fā)生的碰撞稱為“第二次碰撞”。為了減少人體與方向盤(pán)發(fā)生碰撞給駕駛員帶來(lái)的傷害，轉(zhuǎn)向管柱一般都帶有潰縮吸能機(jī)構(gòu)。目前轉(zhuǎn)向管柱主要通過(guò)以下4方面吸能機(jī)理來(lái)吸收碰撞能量:1.材料的彎曲, 2.材料的變形, 3.接觸摩擦, 4.脫開(kāi)或斷開(kāi)（脫鉤、剪斷、折斷）。通常情況下轉(zhuǎn)向管柱潰縮吸能結(jié)構(gòu)是以上吸能機(jī)理中的綜合組合形式，根據(jù)產(chǎn)品需要而設(shè)計(jì)，以達(dá)到最優(yōu)的組合，最好的吸能效果。
 
根據(jù)我國(guó)GB11557標(biāo)準(zhǔn)人體模塊碰撞實(shí)驗(yàn)（BBT Body Block Test）中模塊最大受力不得超過(guò)11123N。最大受力主要是由以下因素決定的：管柱系統(tǒng)的剛度、管柱系統(tǒng)的潰縮啟動(dòng)力、潰縮滑動(dòng)力以及潰縮行程。準(zhǔn)靜態(tài)潰縮實(shí)驗(yàn)首先將轉(zhuǎn)向管柱按照實(shí)車(chē)安裝點(diǎn)安裝在試驗(yàn)臺(tái)上，使用壓機(jī)以某一固定的速度壓向轉(zhuǎn)向軸，直到滿足壓潰行程的要求，并記錄力與行程的關(guān)系，圖8所示為潰縮力與行程的關(guān)系，圖9所示為準(zhǔn)靜態(tài)潰縮有限元分析模型。
 
圖8 力與行程的關(guān)系[6]
 
圖9 潰縮有限元模型
由圖8可知，潰縮力一般包括兩部分，第一部分為啟動(dòng)峰值力，當(dāng)壓力超過(guò)某一閥值后，潰縮系統(tǒng)才可以啟動(dòng)，以避免正常工況下不必要的變形和位移。第二部分為滑動(dòng)部分，滑動(dòng)距離要滿足最小值，滑動(dòng)距離過(guò)小會(huì)增加對(duì)駕駛員的傷害；滑動(dòng)力要落在某個(gè)區(qū)間，因?yàn)榛瑒?dòng)力過(guò)小說(shuō)明吸能不夠充分，滑動(dòng)力過(guò)大不能完全潰縮，都會(huì)對(duì)駕駛員產(chǎn)生較大的傷害。
 
5 總結(jié)
轉(zhuǎn)向管柱是轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中的重要組成部件，其性能影響轉(zhuǎn)向系統(tǒng)正常工作，影響汽車(chē)品質(zhì)，所以采用有限元對(duì)轉(zhuǎn)向管柱進(jìn)行仿真分析很有必要，可以快速迭代性能，對(duì)性能進(jìn)行優(yōu)化，保證轉(zhuǎn)向管柱的開(kāi)發(fā)質(zhì)量。
參考文獻(xiàn)
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