汽车转向系统动态特性分析

第35卷第6期大连大学学报V ol.35 No.6

汽车转向系统动态特性分析

王丽娜，王淑芬*，李玉光，梁长飞

（大连大学机械工程学院，辽宁大连116622）

摘要：根据汽车转向系统的工作原理,建立了转向系统的有限元模型。通过对有限元模型进行模态分析得到了转向系统的前三阶模态频率和振型。分析系统的模态频率，可以避免其与其他部件的共振。分析系统的振型，了解其动态性能，可以为其结构的优化设计做准备。

关键词：转向系统；模态分析；动态特性

中图分类号：U463.4 文献标识码：A 文章编号：1008-2395(2014)06-0038-03

收稿日期：2014-10-29

作者简介：王丽娜（1988-），女，硕士研究生，研究方向：汽车转向系统；李玉光（1963-），男，教授，硕士研究生导师，研究方向：机械设计与传动。

通讯作者：王淑芬（1974-），女，副教授，硕士研究生导师，研究方向：机械设计及理论。

0前言

汽车转向系统是汽车上用来改变或恢复行驶方

向的专设机构，其功能就是按照驾驶员的意愿控制汽

车的行驶方向[1]。它承受来自路面的冲击，同时传递

来自方向盘的转向力和力矩，对汽车的行驶安全性、

舒适性和操纵稳定性至关重要。通过对其进行模态分

析，了解其频率和振型，可以避免共振现象的产生，

也可以为其结构的优化设计提供数据参考及理论指导[2]。

ANSYS软件是融结构、流体、电磁场、声场和耦合场分析与一体的大型通用有限元分析软件。它包含了预处理、解题程序以及后处理和优化等模块。它将有限元分析技术、计算机图形技术和优化设计技术相结合，已成为解决现代工程学问题必不可少的有力工具[3]。

1汽车转向系统有限元模型的建立

1.1汽车齿轮齿条式转向系统的组成

齿轮齿条式转向系统主要是由方向盘、转向柱、万向节、传动轴、齿轮、齿条、拉杆和转向节等组成。转向器一般固定在汽车车架或车身上。如图1所示。

图1转向系统实体模型

1.2汽车转向系统的简化

建立模型过程中，通常以方便有限元分析又保持其力学特性为基本尺度，对模型的结构进行简化，简化过程应满足以下要求[4]：

（1）足够的准确性，模型必须要能反映工程中需要的主要力学特性、转向系统构架的受力状况、形状和结构的一致性、支撑情况和边界约束条件的一致性。

（2）良好的经济性。一般来说，较复杂的模型会有较好的准确性，但复杂模型会花费更多的时间、人力、

物力进行数据处理，从而使计算费用大大增加。

选用三维建模功能强大的PROE5.0软件作为几何模型建模工具。遵循简化要求，建立转向系统的三维模型，在建模过程中去掉一些复杂的的导角、圆角、孔和一些对模型力学性能影响不大的零部件。其简化

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后的模型如图2所示。

图2转向系统模型

1.3汽车转向系统有限元模型的建立

利用ANSYS软件与PROE软件的数据接口，将简化三维模型导入到ANSYS中，如图3所示。

转向系统简化模型主要有两种材料组成，材料特性如表1所示，网格划分采用自由网格划分方法，采

用solid 45 单元类型[5]。

图3导入AN S YS后的转向系统模型

表1 各部件材料特性

特征材料弹性模量（MPa）泊松比材料密度（g/mm3）传动轴、万向节，方向盘骨架（低档车）45 2.08e5 0.27 7.89

齿轮、齿条、转向节45Cr 2.0e5 0.3 7.8

2动态分析

在对转向系统进行模态分析时，根据转向系统的

工作原理，对转向节的上下主销孔全约束，限制齿条

X、Y两个方向的位移。计算频率范围为0~10000 Hz。

系统的模态提取数和扩展模态的数目设置为3。由于

对运动起主导作用的只是前几阶模态，且阶数越高，

误差越大[6]。所以在分析时，只选取系统结果的前三阶固有频率及其对应的振型。转向系统的模态振型如图4~6所示，振动频率如表2所示。

图４系统的一阶模态振型图6 系统的三阶模态振型

（a）前后振动

（b ）左右振动

图5 系统的二阶模态

表2模态频率表

阶数第一阶第二阶第三阶

模态频率（Hz）25.52 31.34 40.92

从振型图和表2中可以看出，转向系统在第一阶振型中振动幅度较小，只有部小幅度的振动，称之为局部模态，其频率为25.52 Hz。在第二阶振型中，方向盘及传动轴发生了前后或左右的振动，其频率为31.34 Hz。在第三阶振型中，方向盘及传动轴发生扭转，其频率为40.92 Hz。

路面激励、车轮不平衡激励和发动机激励是汽车激励的主要形式。当汽车在正常路面上行驶时，路面对汽车的垂直路面激励频率，一般为11 Hz

，在较好

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的路面上低于3 Hz以下，在不好的起伏路面可能会达到20 Hz[6]，对照表2可知该转向系统一般不会与路面发生共振；因车轮不平衡引起的激振频率一般低于11 Hz，对照表2可知该转向系统一般也不会与车轮发生共振；汽车在怠速、正常行驶和加速等不同工况下的发动机转速不同，发动机的激振频率也不一样。怠速工况下发动机的激振频率为20 Hz左右，正常行驶工况下发动机的激振频率为100 Hz左右[7]，对照表2可知该转向系统的一阶振动频率与发动机在怠速工况下的激振频率相接近，可能会对转向系统的结构造成破坏，这种情况可以通过调整转向系统的支架宽度或对转向系统进行结构优化设计的方法来增加该转向系统的一阶振动频率。

3结论

（1）通过PROE5.0和ANSYS软件相结合，建立了汽车转向系统的三维模型和有限元模型。

（2）通过有限元法对转向系统进行了模态分析，提取它们的前三阶固有频率和振型。结果发现，该转向系统的前三阶固有频率的范围为25.52~40.92 Hz。第一阶阵型的振动幅度较小，第二阶振型为方向盘和转向轴左右或前后抖动，第三阶固有振型为方向盘和转向轴扭转变形。

（3）研究结果显示该转向系统的一阶固有频率过低与发动机怠速下的激振频率相近，使转向系统在怠速下容易发生转向系统与发动机的共振。

参考文献：

[1] 吴社强, 吴政清, 姜斯平. 汽车构造[M]. 上海科学技术出

版社, 2003: 327-329.

[2] 王成华, 孟广耀, 周忠伟. 基于ANSYS汽车转向柱的模

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[3] 宋剑锋. 详解ANSYS有限元分析[M]. 北京: 中国铁道出

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[4] 张平, 雷雨成, 高翔, 等. 轿车车身模态分析及结构优化

设计[J]. 汽车技术, 2006(4): 5-9.

[5] 尚小江, 邱峰, 赵海峰. ANSYS结构有限元高级分析方法

与范例应用[M]. 第2版. 北京: 水利水电出版社, 2008: 1-5.

[6] 郭雷. 基于ANSYS汽车前桥的模态分析[J]. 装配制造技

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[7] 李学修. 轻卡车身模态分析及其结构优化[D]. 上海: 上海

交通大学硕士学位论文, 2007.

The Dynamic Characteristic Analysis of Vehicle Steering System

WANG Li-na, WANG Shu-fen*, LI Yu-guang, LIANG Chang-fei

（College of Mechanical Engineering, Dalian University, Dalian 116622, China）

Abstract: According to the working principle of vehicle steering system, the finite element model of steering system is established. Based on the modal analysis for the finite element model of steering system, the first three order modal frequency and vibration mode are got. It can avoid the resonance with the other parts according to the result of modal frequency of the system. The vibration modal figure shows the dynamic characteristics of the system and makes prepare for the optimization design of the steering system.

Key words: steering system; modal analysis; dynamic characteristic