基于Hyper Works的NVHD模块,建立客车整车的NVH分析模型,通过动力学方法计算发动机怠速激励,通过整车有限元模型进行方向盘振动的频率响应分析。应用传递路径分析法,识别影响方向盘振动的关键传递路径,为制定合理有效的减振方案提供指导方向。优化后方向盘的振动加速度峰值由0.61m/s2减小至0.38 m/s2,效果显sin2ωt+λA2/4sin4ωt]+4[Mx+a2sin（2ωt+φ2）+a4sin（4ωt+φ4）]（5）式中：Mxm为由往复惯性力产生的倾覆力矩；Mxg为由气体爆发压力产生的倾覆力矩；系数A2、A4的计算公式同式（3）；a2、a4、φ2、φ4分别为由气体爆发压力产生的倾覆力矩的傅里叶级数展开式二次、四次项的幅值和相位角；Mx为作用在活塞上的平均气体力矩传递路径分析法-电动数控滚圆机滚弧机张家港钢管滚圆机滚弧机折弯机。通过计算某型客车直列四缸四冲程柴油发动机怠速时的发动机激励，其惯性力、惯性力矩及总倾覆力矩的幅频特性及相频特性曲线分别如图1、本文有公司网站全自动滚圆机采集转载中国知网整理 http://www.gunyuanji.com  图2及图3所示。2方向盘振动仿真分析及优化在试验领域，运用传统TPA方法进行噪声振动的控制与研究时，需要拆卸发动机等主动系统，过程较为繁琐复杂且载荷的识别和获取较为困难，是制约传统TPA法在试验上应用的主要因素。然而在仿真领域，应用HyperWorks最新开发的NVHD模块进行振动噪声分N,3n=1,k=1ΣN,3n=1,k=1Σ图1发动机怠速往复惯性力图2发动机怠速惯性力矩图3发动机怠速总倾覆力矩10幅值频谱往复惯性力Fz/N频率/Hz相位谱频420-2-4相位频率1仿真计算及验证1.2节中计算出的发动机激励经4个悬置、传动轴及排气系统吊挂传递至车身，由车身传递至转向系统安装支架，再由转向系统安装支架传递至转向系统管柱，最后经转向系统管柱传递至方向盘，有限元模型见图4和图5。因此，方向盘振动的仿真分析，在发动机的曲轴中心输入以幅值和相位表示的正弦载荷激励，通过频率响应分析方法计算转向方向盘管柱中心末端点的加速度响应，以此评价方向盘的振动水平。为验证仿真计算结果的正确性，对方向盘振动进行了测试。测试结果与仿真计算结果的对比见图7和表1，都取转向系统管柱中心的加速度进行比较。从表1可以看出，仿真与测试的加速度峰值误差较大。主要是由于CAE的局限性，某些材料性能、部分系统模型及计算工况都难以准确模拟，从而导致仿真分析与试验测试结果存在较大误差，甚至很难直接进行对标。因此，仿真分析与试验测试的误差控制在20%以内是可以接受的。测试结果显示，Y向加速度在1阶存在峰值，这是因为发动机工作时，存在不均匀燃烧，使得点火相位相差360°的两个缸与其余两缸之间存在微小的力矩差所造成的。但是由于很难获取发动机实际工作时每个汽缸的p-φ图，即难以获得每个汽缸燃烧时产生的准确激励，因此，仿真分析很难考虑这种因燃烧不均匀产生的激励对噪声振动的影响。2.2基于NVHD的TPA分析主观评价[13]认为，方向盘的怠速振动偏大，不满足要求。从测试结果可以看出，方向盘X向的振动加速度峰值0.51m/s2大于预先设定的目标值（0.4m/s2），需对X向的加速度响应进行优化。从TPA理论可知，进行TPA分析时可以从原点动刚度、振动传递函数及悬置动刚度等多个因素对振动的影响进行系统分析。利用NVHD进行AutoTPA分析时，要先创建Co传递路径分析法-电动数控滚圆机滚弧机张家港钢管滚圆机滚弧机折弯机本文有公司网站全自动滚圆机采集转载中国知网整理 http://www.gunyuanji.com