趙少華，黃 勤

某乘用車方向盤結(jié)構(gòu)強(qiáng)度性能仿真分析

趙少華，黃 勤

（江西五十鈴汽車有限公司，江西 南昌 330010）

汽車方向盤作為汽車內(nèi)飾件的重要部分，它的性能對(duì)于整車性能具有非常重要的影響。文章簡(jiǎn)要介紹了方向盤的一些設(shè)計(jì)要點(diǎn)，并通過有限元分析技術(shù)對(duì)某一方向盤進(jìn)行剛度、強(qiáng)度、模態(tài)及疲勞壽命分析，從而輔助方向盤的設(shè)計(jì)。通過常用的有限元分析軟件HyperMesh，NASTRAN和Ncode對(duì)某一方向盤進(jìn)行相應(yīng)有限元分析，并將分析結(jié)果與車企相關(guān)設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)做對(duì)比，結(jié)果表明，此方向盤滿足設(shè)計(jì)要求。

汽車方向盤；剛度分析；強(qiáng)度分析；模態(tài)分析；疲勞壽命分析；有限元分析

隨著人們消費(fèi)水平的升級(jí)以及日均用車時(shí)間的增加，汽車更像是一個(gè)移動(dòng)的家[1]，安全、實(shí)用、行駛平順性等要素都成為一輛車內(nèi)飾設(shè)計(jì)和布局的出發(fā)點(diǎn)。車輛在行駛過程中，各零部件承受著不同靜、動(dòng)態(tài)荷載作用，這些作用直接影響車輛的使用壽命及車輛運(yùn)行的可靠性。而方向盤作為汽車內(nèi)飾系統(tǒng)的重要構(gòu)件，也是駕駛員直接接觸到的部件，其性能將直接影響到汽車行駛的平順性、操縱穩(wěn)定性和安全性[2]。目前各大車企均對(duì)方向盤的設(shè)計(jì)有著自己的設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)，在方向盤的設(shè)計(jì)開發(fā)過程中，特別是在數(shù)據(jù)凍結(jié)之前，均會(huì)對(duì)方向盤的最小極限扭矩、扭轉(zhuǎn)變形、靜態(tài)彎曲、疲勞壽命及模態(tài)通過有限元技術(shù)方法進(jìn)行分析，并與本公司的設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行對(duì)比，從而判斷方向盤設(shè)計(jì)的合理性。而這些分析項(xiàng)總的來(lái)說(shuō)可概括為對(duì)方向盤的剛度、強(qiáng)度、模態(tài)及疲勞壽命分析。

汽車方向盤總成主要由方向盤骨架、泡沫外殼、安全氣囊、線束及其包覆表皮等組成。骨架是方向盤的主要承重結(jié)構(gòu)，它的結(jié)構(gòu)性能決定了方向盤的機(jī)械性能[3]。方向盤骨架一般通過沖壓、焊接或者鑄造等工藝制成，常用的骨架材料有鎂合金、鋁合金和普通碳鋼。鎂合金是結(jié)構(gòu)金屬合金材料中密度最小的材料，具有許多優(yōu)異的獨(dú)特性能。因此，應(yīng)用比較廣泛。本文簡(jiǎn)要介紹汽車方向盤設(shè)計(jì)要點(diǎn)，并針對(duì)某一汽車方向盤骨架基于有限元分析技術(shù)在不同工況下分別對(duì)其進(jìn)行剛度、強(qiáng)度、模態(tài)及疲勞壽命分析。

1 方向盤設(shè)計(jì)要點(diǎn)

如圖1所示，方向盤的外徑一般為370 mm～395 mm，表面最小圓角2.5 mm，確保滿足內(nèi)部突出物要求，方向盤一般由四段直皮包覆骨架。最小輪緣直徑24 mm，最小輪轂面積190 cm2。輪輻及輪轂中心區(qū)域最薄發(fā)泡厚度≥4 mm，輪緣包覆區(qū)域最薄發(fā)泡厚度≥4 mm，方向盤與轉(zhuǎn)向管柱護(hù)罩的間隙一般定義為（4±1）mm。方向盤一般由M6螺栓固定在轉(zhuǎn)向管柱上。

圖1 方向盤及其尺寸

2 方向盤骨架有限元分析

2.1 骨架有限元模型

如圖2所示，此方向盤骨架采取材質(zhì)輕、價(jià)格便宜的鎂合金AM50A材料，其材料參數(shù)如表1所示，通過Catia三維建模軟件建立方向盤骨架的三維模型，并將所建立的模型導(dǎo)入到Hypermesh有限元分析軟件中進(jìn)行3D網(wǎng)格劃分[4]。本次模型單元?jiǎng)澐植捎盟拿骟w網(wǎng)格，其基本尺寸為3 mm，在保證計(jì)算結(jié)果精度的同時(shí)，又不至于讓計(jì)算時(shí)間過長(zhǎng)。此方向盤所需分析的項(xiàng)目及各分析項(xiàng)目的工況如表2所示，各分析項(xiàng)目都可歸納到方向盤的剛度、強(qiáng)度、模態(tài)及疲勞壽命某一類有限元分析中。約束此方向盤與轉(zhuǎn)向管柱連接點(diǎn)（軸心處）的6個(gè)自由度，參考本廠內(nèi)部標(biāo)準(zhǔn)可知，方向盤在不同工況下需施加的荷載如表2所示，分別通過Abaqus、Natran有限元分析軟件進(jìn)行求解，計(jì)算出方向盤骨架在不同工況下的剛度、強(qiáng)度、模態(tài)及疲勞壽命是否符合設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)的要求。

表1 方向盤骨架材料參數(shù)

圖2 汽車方向盤骨架及應(yīng)變壽命曲線

表2 方向盤骨架有限元分析項(xiàng)目

2.2 剛度分析

方向盤是汽車內(nèi)飾件的重要部分，對(duì)于汽車的碰撞安全性和噪聲、振動(dòng)與聲振粗糙度（Noise、Vibration、Harshness, NVH）性能有非常重要的影響，其剛度對(duì)汽車碰撞的安全性至關(guān)重要，基于碰撞安全性考慮[5]，方向盤骨架的剛度應(yīng)該足夠弱，以免在發(fā)生前碰時(shí)由于骨架剛度過強(qiáng)而傷害乘客。而基于NVH性能及疲勞壽命考慮，方向盤骨架的剛度又要盡可能強(qiáng)。本文基于工況1和工況2對(duì)方向盤的剛度進(jìn)行分析。

工況1：在12點(diǎn)位置，方向盤輪緣切線處分別施加±330 Nm的最小轉(zhuǎn)動(dòng)力矩，其等效塑性變形＜12 %，且無(wú)破損及開裂。

從圖3可知，在工況1下方向盤骨架應(yīng)力為201 MPa，最大塑性變形為0.046，滿足設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)要求。

圖3 工況1下方向盤骨架CAE邊界及強(qiáng)度分析結(jié)果

工況2：在12點(diǎn)鐘位置，方向盤輪緣切線處施加950 N的力，其永久變形小于2°。

從圖4可知，在工況2下方向盤骨架應(yīng)力為136.4 MPa，最大永久變形為0.109 mm，小于設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)2°的要求（即0.034 9×=6.39 mm），此方向盤在工況2下滿足設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)要求。

圖4 工況2下方向盤骨架CAE邊界及強(qiáng)度分析結(jié)果

2.3 強(qiáng)度分析

方向盤承受駕駛員的各種操作力及濫用力的作用，其強(qiáng)度對(duì)汽車的安全性同樣非常重要，本文通過方向盤在工況3下分析其強(qiáng)度是否符合設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)要求。

工況3：根據(jù)本廠內(nèi)部規(guī)范，在12點(diǎn)鐘位置，方向盤輪緣垂直方向分別施加245 N、495 N、1 270 N的力，其彎曲強(qiáng)度需滿足表3的要求。

表3 方向盤彎曲強(qiáng)度合格標(biāo)準(zhǔn)

1.施加245 N載荷時(shí)

圖5 施加245 N載荷下的方向盤骨架CAE強(qiáng)度分析結(jié)果

從圖5可知，當(dāng)方向盤在12點(diǎn)鐘位置垂直施加245 N的載荷時(shí)，最大變形量為14.7 mm，永久變形量為0.003，均滿足設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)要求。

2.施加495 N載荷時(shí)

從圖6可知，當(dāng)方向盤在12點(diǎn)鐘位置垂直施加495 N的載荷時(shí)，最大變形量為30.9 mm，永久變形量為1.995，均滿足設(shè)計(jì)要求。

3.施加1 270 N載荷時(shí)

從圖7可知，當(dāng)方向盤在12點(diǎn)鐘位置垂直施加1 270 N的載荷時(shí)，其最大應(yīng)力為295.6 MPa，最大塑性變形為10.6 %<12 %，均滿足設(shè)計(jì)要求。

圖7 施加1 270 N載荷下的方向盤骨架CAE強(qiáng)度分析結(jié)果

2.4 疲勞壽命分析

疲勞壽命是指材料或構(gòu)件疲勞失效時(shí)所經(jīng)受的規(guī)定應(yīng)力或應(yīng)變的循環(huán)次數(shù)，用來(lái)表達(dá)在循環(huán)載荷作用下的損傷和破壞。汽車方向盤主要承受交變載荷作用，需對(duì)材料及結(jié)構(gòu)的疲勞壽命進(jìn)行分析。

圖8 方向盤骨架垂直沖擊工況CAE疲勞強(qiáng)度分析結(jié)果

工況4：握把最薄弱點(diǎn)位置施以往返負(fù)荷 220 N，在50 000循環(huán)次數(shù)內(nèi)，無(wú)可見破損或其他反映無(wú)法滿足要求的失效發(fā)生。根據(jù)方向盤的實(shí)際使用情況來(lái)看，其最薄弱點(diǎn)主要在3點(diǎn)鐘和9點(diǎn)鐘方向，因此，本次分析將載荷施加在3點(diǎn)鐘和9點(diǎn)鐘位置。載荷的方向又可分為以下2種情況：

（1）在3點(diǎn)鐘和9點(diǎn)鐘位置，方向盤輪緣的垂直方向施加載荷±110 N往返加載；

（2）在3點(diǎn)鐘和9點(diǎn)鐘位置，方向盤輪緣的平面方向施加載荷±110 N往返加載。

從圖8可知，在3點(diǎn)鐘和9點(diǎn)鐘位置分別垂直反向施加±110 N時(shí)，方向盤的壽命為3.83E11次，大于50 000次，滿足設(shè)計(jì)要求。

從圖9可知，在3點(diǎn)鐘和9點(diǎn)鐘位置分別水平反向施加±110 N時(shí)，方向盤的壽命為1.016E13次，大于50 000次，滿足設(shè)計(jì)要求。

圖9 方向盤骨架水平?jīng)_擊工況CAE疲勞強(qiáng)度分析結(jié)果

2.5 模態(tài)分析

模態(tài)分析是確定零件NVH性能的重要手段，方向盤由于靠近發(fā)動(dòng)機(jī)艙，易與發(fā)動(dòng)機(jī)產(chǎn)生共振，從而引起方向盤抖動(dòng)。因此，有必要對(duì)方向盤進(jìn)行模態(tài)分析。從圖10—圖12可知，方向盤的一階、二階、三階模態(tài)分別為105.5 Hz、116.3 Hz和 202.8 Hz。根據(jù)本廠設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)要求，方向盤的一階模態(tài)需不小于80 Hz，二階及以上模態(tài)需不小于100 Hz，可知此方向盤的模態(tài)滿足要求。

圖10 一階模態(tài)圖

圖11 二階階模態(tài)

圖12 三階模態(tài)

3 結(jié)論

本文基于汽車結(jié)構(gòu)理論及數(shù)值分析理論，簡(jiǎn)述了方向盤設(shè)計(jì)要點(diǎn)，并基于Hyperworks軟件，對(duì)某一汽車方向盤骨架基于有限元分析技術(shù)在不同工況下分別對(duì)其進(jìn)行剛度、強(qiáng)度、模態(tài)及疲勞壽命分析，結(jié)果如下：

（1）方向盤在輪轂部?jī)蓚€(gè)方向分別施加 330 Nm的最小轉(zhuǎn)動(dòng)力矩工況及在12點(diǎn)鐘位置方向施950 N的力的工況下，其剛度性能CAE分析結(jié)果滿足性能目標(biāo)；

（2）方向盤在12點(diǎn)鐘位置，分別加載240 N、495 N、1 270 N，方向與輪緣軸向垂直工況下，永久變形量分別為0.003、1.995、0.106，滿足性能目標(biāo)；

（3）在握把最薄弱點(diǎn)位置施以往返220 N的載荷50 000次，方向盤的CAE疲勞壽命分析結(jié)果大于50 000次，滿足性能目標(biāo)；

（4）方向盤的一階、二階、三階模態(tài)分別為105.5 Hz、116.3 Hz和202.8 Hz。根據(jù)本廠設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)要求，方向盤的一階模態(tài)需不小于80 Hz，二階及以上模態(tài)需不小于100 Hz，模態(tài)滿足要求。

[1] 于杰.汽車方向盤發(fā)展趨勢(shì)及新技術(shù)的研究[J].汽車零部件,2017(10):80-81.

[2] 聶志強(qiáng),劉洲.汽車方向盤動(dòng)靜態(tài)特性分析[J].科技廣場(chǎng),2015(11):23-27.

[3] 夏允權(quán),左曙光.基于OptiStruct 的汽車方向盤模態(tài)優(yōu)化[J].上海汽車,2017(8):30-33.

[4] 徐小劍,段偉.基于ABAQUS的汽車方向盤模態(tài)仿真與試驗(yàn)分析[J].上海工程技術(shù)大學(xué)學(xué)報(bào),2019,33(1): 31-34.

[5] 張斌.汽車轉(zhuǎn)向盤骨架剛度性能及疲勞壽命研究[D].長(zhǎng)沙:湖南大學(xué),2010.

Simulation Analysis of Structural Strength Performance of Steering Wheel of a Passenger Car

ZHAO Shaohua, HUANG Qin

( Jiangxi Isuzu Motors Company Limited, Nanchang 330010, China )

As an important part of automotive interior trim, the performance of steering wheel has a very important impact on the performance of the whole vehicle. This paper briefly introduces some key points of steering wheel design, and analyzes the stiffness, strength, mode and fatigue life of a steering wheel through finite element analysis technology, so as to assist the design of steering wheel. Through the commonly used finite element analysis software HyperMesh, NASTRAN and Ncode, the corresponding finite element analysis of a steering wheel is carried out, and the analysis results are compared with the relevant design standards of vehicle enterprises. The results show that the steering wheel meets the design requirements.

Steering wheel of automobile; Stiffness analysis; Strength analysis; Mode analysis; Fatigue life analysis;Finite element analysis

U463.4

A

1671-7988(2022)24-79-06

U463.4

A

1671-7988(2022)24-79-06

10.16638/j.cnki.1671-7988.2022.024.014

趙少華（1977—），男，工程師，研究方向?yàn)槠嚕ㄝp卡）上裝方面的開發(fā)與優(yōu)化，E-mail:zhao.shaohua@ jiangxi-isuzu.cn。