基于ANSYS汽车转向柱的模态分析研究
汽车仪表板及转向管柱模态分析
汽车仪表板及转向管柱模态分析温立志;吴文江;杜彦良【摘要】The steering system and instrument panel is the important component of the car NVH performance. In order to meet the NVH requirement, the finite element model of vehicle instrument panel and steering column is established by HyperMesh, and the paper adopts the NASTRAN software to calculate the part or whole inherent modal characteristics of the instrument panel whose frequency under 35 Hz and the vibration frequency with U/D and L/R shape of the steering wheel. The results show that the instrument is close to the engine idle frequency, which is easy to generate idle resonance phenomenon. At last we put forward the advice for avoiding the sympathetic vibration in idle condition so as to improve the NVH of the vehicle.%转向系统和仪表板的怠速振动是整车NVH(Noise Vibration and Harness)性能的重要组成部分,为了满足NVH要求,运用HyperMesh软件建立汽车仪表板及转向管柱的有限元模型,并运用NASTRAN软件计算仪表板频率在35 Hz以下的局部或整体固有模态特性及转向盘上下振动与左右振动频率.结果表明,仪表板处的局部振动频率与发动机怠速激振频率接近,容易产生怠速共振现象,最后提出改进建议以避免发生怠速共振现象,从而改善汽车的NVH性能.【期刊名称】《北京交通大学学报》【年(卷),期】2013(037)001【总页数】4页(P177-180)【关键词】振动控制;有限元分析;模态分析;共振;仪表板;转向盘;转向管柱【作者】温立志;吴文江;杜彦良【作者单位】北京交通大学机械与电子控制工程学院,北京100044;石家庄铁道大学机械工程学院,河北石家庄050043;石家庄铁道大学机械工程学院,河北石家庄050043【正文语种】中文【中图分类】U463.7随着汽车轻量化的发展以及对NVH(Noise Vibration and Harness)性能和对乘员保护的逐渐重视,人们意识到转向系统和仪表板的怠速振动是整车NVH性能的重要组成部分,转向系统和仪表板的怠速振动让驾驶员对汽车品质有非常强的主管感受[1],甚至产生不舒服的感觉.而多数顾客在驾驶过程中希望得到安静和平稳,享用车内语音通信和音像娱乐.为达到上述目的,在汽车设计中不仅要使车身结构满足一定NVH性能要求,同时对于汽车转向系统和仪表板的模态也需满足NVH要求,否则车内会产生一定的振动和噪音.1 怠速振动产生机理引发仪表板和转向管柱怠速振动的原因是怠速时发动机激励通过传动系统、排气系统和悬架系统传给转向系统和仪表板,即怠速时的发动机激励频率与转向系统和仪表板本身模态频率重合[2].因此,避免激励源和转向系统及仪表板本身的固有频率耦合,成为改善汽车转向系统和仪表板NVH性能的关键.通常发动机激励源的怠速激振频率是固定的,转向系统和仪表板本身的模态频率也较容易得到控制.发动机怠速时的激振主要是二阶往复惯性力,其频率与车辆搭载的发动机转速和气缸数有关.发动机怠速时的二阶频率计算公式为式中:n为发动机怠速转速;Z为发动机气缸数.转向管柱和仪表板本身的固有频率为式中:K为部件刚度;m为部件质量.乘用车发动机怠速的转速一般为700～1 000 r/min,对于4缸发动机,怠速激振频率约为20～30 Hz;6缸的激振频率约为30～50 Hz,发动机怠速工况下的激励频率高于行驶时的路面激励频率,为避免转向系统在怠速下产生共振,其固有频率要求大于最高怠速激振频率(30 Hz或50 Hz).2 有限元模型的建立所建模型包括转向系统(转向盘-转向拉杆)、仪表板加强梁部分、仪表板部分和电器件集中质量部分.模型主要材料的参数如表1所示.表1 模型主要材料参数Tab.1 Material parameters of model材料名称密度/(Ton/mm3)泊松比弹性模量/MPa PP+E/P-T20 1.05E-09 0.35 2 100 ABS+PC 1.10E-09 0.40 2 330 PP+PE 9.00E-10 0.35 1 200 steel 7.85E-09 0.30 210 000 运用前处理软件HyperMesh进行有限元模型的建立[3].利用NASTRAN进行模态计算.有限元模型如图1所示.图1 仪表板及转向管柱有限元模型Fig.1 Finite element model of Instrument panel and Steering column of CH041分析计算模型的约束模态[4],各约束位置描述如下:1)约束仪表板、加强梁、转向机及中央除霜风道与白车身27点连接处的所有自由度,如图2(a)中的约束点所示.2)考虑到副仪表板与地毯的过盈配合,将副仪表板简化,并约束其后部自由端下端节点处的所有自由度,如图2(b)中的约束点所示.图2 约束示意图Fig.2 Constraint diagram3 计算结果与分析考虑怠速工况下仪表板及转向管柱是否能够满足振动分析要求,因此主要针对仪表板频率在35 Hz以下的局部或整体固有模态特性[5]及转向盘上下左右振动频率进行分析.经计算得到仪表板35 Hz以下固有模态[6]特性及转向盘的振动特性,如表2所示.考虑发动机为四缸机,且怠速转速为700～900 r/min,激振频率为23.3～30 Hz.各阶振动振型如图3～图6所示.表2 仪表板 35 Hz以下固有模态特性及转向盘振动特性描述Tab.2 Inherent modality below 35 Hz of instrument panel and vibration type of steering-wheel部件模态频率/Hz 振型描述仪表板 23.58 28.81下仪表板左下挡板处前后局部振型上仪表板上部整体一阶上下振型转向盘 32.03 63.34转向盘上下振动振型转向盘左右振动振型图3 仪表板左下挡板处前后局部振型23.58 HzFig.3 Anteroposterior local vibration type in left-under section of instrument panel图4 上仪表板上部整体一阶上下振型28.81 HzFig.4 First up-down vibration type of upper instrument panel图5 转向盘上下振动振型32.03 HzFig.5 Up-down vibration type of steering-wheel由计算结果可知:1)转向管柱处.转向盘上下振动固有频率为32.03 Hz,左右振动固有频率为63.34 Hz,满足转向盘振动固有频率高于30 Hz的分析要求,可以避开发动机怠速激振频率.2)仪表板处.下仪表板左下挡板处前后局部振动频率为23.58 Hz,上仪表板上部整体一阶上下振动频率为28.81 Hz,与发动机怠速激振频率接近,容易产生怠速共振现象.考虑到上仪表板上部整体一阶上下振动涉及区域面积较大,对车内NVH性能也会产生一定的影响.图6 转向盘左右振动振型63.34 HzFig.6 Left-right vibration type of steering-wheel4 改进建议根据上述分析,建议加强仪表板处对应振型振动区域,提高该处的结构刚度[7],使下仪表板左下挡板处前后的局部振动与上仪表板上部整体一阶上下振动频率达到30 Hz 以上,避免怠速共振现象的产生.1)在无法加高加厚加强筋的前提下,建议加厚上仪表板本体上部,由3.0 mm加厚至3.5 mm.通过计算,加厚之后的上仪表板上部整体一阶上下振动频率提升至30.57 Hz,满足仪表板整体振动频率高于30 Hz的分析要求.2)对于下仪表板左下挡板处的前后局部振动,由于该区域结构复杂,通过更改本身结构难以达到理想的提高刚度的目的.建议增加与仪表板加强梁处的连接,消除该部分的局部振型.参考文献(References):[1]周桐,范宣华,田光明,等.仪表板结构非线性振动特性的试验分析[J].机械工程学报,2008,44(8):40-44.ZHOU Tong,FAN Xuanhua,TIAN Guangming,etal.Experimental analysis of nonlinear vibration property of instrument panel[J].Chinese Journal of Mechanical Engineering,2008,44(8):40-44.(in Chinese)[2]张晋西,蒋定明.汽车仪表板逆向造型与模态分析[J].重庆理工大学学报:自然科学版,2011,25(8):5-9.ZHANG Jinxi,JIANG Dingming.Auto dashboards reverse modeling and modal analysis[J].Journal of Chongqing University of Technology:Natural Science,2011,25(8):5-9.(in Chinese)[3]练朝春,周利辉,成艾国.仪表板头部碰撞仿真分析[J].机械设计与研究,2011,27(2):48-51.LIAN Chaochun,ZHOU Lihui,CHENG Aiguo.Simulation and analysis of head impact with instrument panel[J].Machine Design and Research,2011,27(2):48-51.(in Chinese)[4]Dovstam K.Real modesof vibration and hybridmodalanalysis[M]//Computational Mechanics.Heidelberg:Springer Berlin,1998,21:493-511.[5]Meirovitch L.Elements of vibration analysis[M].New York:McGraw-Hill,1986.[6]崔振家,汪鸿振.基于ANSYS的前传动系统模态分析[J].噪声与振动控制,2007,27(6):36-38.CUI Zhenjia,WANG Hongzhen.Modal analysis of a front driving system based on ANSYS[J].Noise and VibrationControl,2007,27(6):36-38.(in Chinese)[7]高云凯,刘海立,万党水,等.挤压镁合金汽车仪表板横梁骨架的设计与分析[J].汽车工程,2011,33(2):167-171.GAO Yunkai,LIU Haili,WAN Dangshui,et al.Design and analysis on cross car beam of extruded magnesiumalloy[J].Automotive Engineering,2011,33(2):167-171.(in Chinese)。
65_基于HyperWorks的汽车转向系统模态分析_李飞亚
Altair 2011 HyperWorks 技术大会论文集 基于 HyperWorks 的汽车转向系统模态分析李飞亚 王卓 张剑 长安汽车股份有限公司汽车工程研究总院 CAE 工程所 重庆 401120摘要：本文针对某款车的转向系统，运用 HyperMesh 建模，进行模态分析。
然后用后处理软件 HyperView 观察其结果，并通过对应变能云图进行分析来进行模态优化。
优化后， 转向系统的一阶垂向模态提高了 1Hz，而转向系统的质量减轻了 0.45kg，在降低成本的同 时提升了产品的性能。
关键词：转向系统 建模 后处理 优化 性能 成本1 概述转向系统是汽车结构中一个非常重要的子系统，其性能的好坏会给用户最直观的体现。
如果其设计刚度不足， 就容易在低频时产生较高的灵敏度响应， 进而发生方向盘振动的现象。
在很多时候，转向系统性能的好坏会直接影响到顾客是否会购买该汽车。
因此，在进行转向 系统设计的时候，要充分考虑其刚度要求。
在传统的开发流程中， 需要对样车进行测试才知道方向盘是否会发生振动现象。
如果这 个时候再采取补救措施，会面临改动空间小，成本大、周期长等问题，而且往往效果不甚理 想。
如果运用 CAE 方法对转向系统进行模态分析，前期发现问题，进行整改优化，那么就 可以避免上述问题。
本文案例运用 Altair 公司的有限元前处理软件 HyperMesh 和后处理软 件 HyperView 对某款车的转向系统进行分析，在前期发现了问题，并提出了解决方案。
实 现了该车在性能上和成本上的领先。
2 有限元理论N 自由度系统振动微分方程M x + C x + Kx = f ( t ) 其中，M 为质量矩阵，C 为阻尼矩阵，K 为刚度矩阵， f ( t ) 为激励力。
对于无阻尼自•••‐ 1 ‐ Altair 2011 Hy yperWorks 技术 术大会论文集由振 振动， C = 0 ， f ( t ) = 0 ，方程变为： M x + Kx = 0 设特解 ••x = ϕ jωt 程化为 则微分方程( K − ω M )ϕ = 0 2得特征方程 程 K − ω 2M = 0 ω 为系统的 的固有频率， ϕ 为相应的 的振型。
基于ANSYS Workbench的某汽车转向节的有限元分析
重力系数 g /(m·s-2)
动载系数 Kd
地面附着系数 φ
侧向滑移附着系数 ϕ
制动时前轴重量转移系数 ml
884
1 464
680
758
315
10
2.5
0.8
0.6
1.5
2.2.1 越过不平路面工况
越过不平整路面工况是发生频率最高的一种，汽
前驱转向桥，同时还采用了麦弗逊式的悬架机构以及中
车在有障碍的路面上行驶时，转向节所受到的冲击载
本文选择由优质中碳合金钢 40Cr 制成的转向节作为
研究对象，各物理量如表 1 所示[6]。
基金项目：广东省普高校特色创新类项目 （编号：2017KTSCX203）；广东理工学院校级项目 （编号：GZKZ202005）
收稿日期：2020－10－02
·110·
黄小娣：基于 ANSYS Workbench 的某汽车转向节的有限元分析
示，通过对转向节失效件进行化学研究分析、金相检查
等，得出转向节强度失效的主要原因。就研究转向节疲
劳强度的理论方法来看，目前我国主要使用的是梁弯曲
理论中的近似计算方法，这种方法多用于传统的材料力学
领域，而以有限元法为代表的数值计算方法是发展趋势。
本文基于 ANSYS Workbench 的有限元技术，依据汽
Abstract: Steering knuckle is an important part with complex force and changeable working conditions in the automobiles. Strength analysis
must be carried out before optimization design. In order to provide more effective strength analysis basis, the finite element model of the
基于不同建模方法的ANSYS模态分析研究
万方数据２４・研究与应用・纺织机械２００９年第３期强化、大变形和大应变能力。
（ｂ）Ｓｏｌｉｄ９５单元的几何描述图ｌ单元的几何描述选用高阶单元可提高模型的计算精度，因为高阶单元的曲线或曲面边界能够更好地逼近结构的曲线和曲面边界，且高次插值函数可更高精度地逼近复杂场函数，所以当结构形状不规则、应力分布或变形很复杂时可以选用高阶单元。
图１（ｂ）所示单元Ｓｏｌｉｄ９５就是Ｓｏｌｉｄ４５单元的更高阶形式，此单元可以容许模型有不规则形状，并且不会降低精确性，特别适合边界为曲线的模型。
Ｓｏｌｉｄ９５单元用２０个节点定义，每个节点有３个自由度，单元用各向同性的材料参数来定义。
各向同性材料方向对应于单元坐标系方向，单元载荷包括节点载荷和单元载荷。
该单元具有塑性、蠕变、辐射膨胀、应力刚度、大变形以及大应变的能力，并且提供不同的输出项。
２．２网格精度划分的确定划分网格是建立有限元模型的一个重要环节，划分网格的形式对计算精度和计算规模将产生直接影响，划分网格时应从网格数量、网格疏密等方面考虑以下基本原则：网格数量的多少将影响计算结果的精度和计算规模的大小。
一般来讲，网格数量增加，计算精度会有所提高，但同时运算规模也会增加，所以在确定网格数量时应权衡两个因素综合考虑，且应考虑分析数据的类型。
在静力分析时，如果仅仅是计算结构的变形，网格数量可以少一些；如果需要计算应力，则在精度要求相同的情况下应取相对较多的网格。
网格疏密是指在结构不同部位采用大小不同的网格，这是为了适应运算数据的分布特点。
在运算数据变化梯度较大的部位（如应力集中处），为了较好地反映数据变化规律，需要采用比较密集的网格；而在运算数据变化梯度较小的部位，为减小模型规模，则应划分相对稀疏的网格。
进行应力分析（包括静应力和动应力）适合划分疏密不同的网格，而计算固有特性时则趋于采用较均匀的网格形式。
这是因为固有频率和振型主要取决于结构质量分布和刚度分布，不存在类似应力集中的现象，采用均匀网格可使结构刚度矩阵和质量矩阵的元素不致相差太大，可减小数值计算误差。
基于ANSYS的转向架构架强度及模态分析
基于ANSYS的转向架构架强度及模态分析杜文涛【期刊名称】《《科技视界》》【年(卷),期】2019(000)033【总页数】3页(P80-82)【关键词】转向架构架; ANSYS; 有限元; 强度; 模态; 疲劳【作者】杜文涛【作者单位】中国铁建高新装备股份有限公司云南昆明 650215【正文语种】中文【中图分类】U270.330 引言转向架是关系到铁路机车、车辆及大型养路机械设备运行安全的关键零部件。
特别是新设计转向架时，对其结构设计的合理性进行计算分析和试验验证显得尤为关键。
在样机生产之前对其结构设计的合理性进行分析验证，能够很大程度上减小设计风险，降低试验成本，提高设计的成功率。
1 转向架构架结构特点此转向架构架主要由横梁、变截面箱形侧梁、纵向梁组成。
此转向架与其他铁路机车车辆转向架相比具有以下特点：此转向架无芯盘和中心销，垂向力主要由左右两旁承承受；横向力主要由侧梁和横向减震器传递；纵向力主要由牵引座和牵引拉杆传递；转向架构架的主材质为Q345qE，主要安装座材质为Q345D。
其主要参数见表1。
表1 转向架构架基本计算参数images/BZ_86_271_2362_1252_3013.png2 转向架构架有限元模型图1 转向架构架有限元模型该转向架构架主要由薄板结构拼焊而成，构建有限元模型适合采用4节点壳单元Shell181对转向架构架进行离散。
转向架轴箱悬挂装置通过弹簧单元Combine14进行模拟，轮对通过3-D梁单元Beam188进行模拟，轴箱本身用Rigid刚性梁单元进行模拟。
模型采用空间笛卡尔坐标系，在该坐标系下，X轴指向车辆运行方向，Y轴与线路方向垂直，Z轴垂直于轨道平面，正方向为竖直向下。
模型共离散Shell181单元128260个，Beam188梁单元40个，Combine14弹簧单元4个，Cerig刚性梁单元32个。
如图1所示。
3 超常静载工况下转向架构架的静强度计算分析超常载荷就是验证转向架在运用时可能出现的最大载荷。
基于ANSYS汽车连杆的模态分析
基于ANSYS汽车连杆的模态分析摘要：振动现象是机械结构经常需要面对的问题之一。
由于振动会造成结构的共振或或疲劳，从而破坏结构。
所以必须了解结构固有的频率和振型，避免在实际工况中因振动因素造成结构的损坏。
模态分析主要研究结构或机器部件的结构特性，将得到结构的固有频率和振型，对复杂结构进行精确的模态分析，将为评价现有结构的特性特性、新产品和诊断动态性能的预估及优化设计，提供科学的依据。
关键词：ansys；汽车连杆；模态分析1引言汽车众所周知的最常用的交通工具之一，在整个汽车的复杂系统中，发动机就是其中最重要的之一，常常也称作汽车的心脏。
当汽车发动机工作时，活塞燃烧室产生的气体其爆炸力通过连杆传递给曲轴，曲轴带动飞轮转动从而将动力输出。
在这工作的过程中，发动机连杆在传递燃料爆炸作用力的同时也承受了最大最强烈的冲击力、动态应力，因此,连杆成为发动机动力学负荷最高的部件。
连杆是发动机传递力最重要的零部件之一，同时也肩负着传递力的方向的重任。
所以,汽车发动机连杆的质量和性能就直接关系到整个发动机工作的稳定性以及故障率。
利用有限元对汽车连杆零部件进行模态分析,有利于对连杆零部件更科学的使用。
2基本原理2.1ANSYS简介ANSYS软件是可以处理的分析类型：结构分析、热分析、电磁分析、流体分析、耦合场分析。
结构分析首先待求的自由度是位移，而其他量诸如应变、应力、反应力等均是通过位移值来得到的。
在ANSYS中，结构分析主要包括7种：静力分析、模态分析、谱分析、瞬态动力学分析、谐响应分析、特征屈服分析、专项分析。
而模态分析是本论文的着重应用，主要分析用于计算结构的自然频率和振型，用于解决实际生活中的机械振动。
2.2ANSYS模态分析简介结构动力学分析不同于静力学分析，常用来确定时变载荷对整个结构或部件的影响，同时还要考虑阻尼及惯性效应的作用效果。
模态分析是动力学分析功能的一种。
动力学分析是用来确定质量（惯性）和阻尼起重要作用的结构和构件动力学特性的技术。
汽车转向管柱模态试验与分析
2 试验设备及方案
2 . 1 试验设备及软件 试验硬件 : U T3316 ICP 信号采 集器、 BZ2109多 通道电荷 放大器、
[M ] + i [ C ] + [K ] ) {X ( ) } = {F ( ) } ] = {2
( 2)
力锤、 压电式力传感器及加速度传感器。 试验软件 : uTek M a 模态分析软件。 模态试验系统框图如图 1所示。
2. 2 试验方案 在汽车转向管柱的 模态 试验 中 , 采 用锤 击法 , 移动施 力点 的位 置 , 固定加速度计测振点 , 即逐点敲击 , 一点拾振 , 相当于 测量传递函 数的一行。由于车内空间较小 , 实车试验 时不方便 使用力锤 进行敲 击 , 故采 用模拟试验的方 法 , 制作了刚性 台架 , 模拟转向 管柱的实际 安装状态 , 并将台架紧固于 地面。为防止 出现加速 度传感器 布置到 某一模态的节线上而导 致模 态遗漏 , 分别在 上管 柱下部 y 方向 ( 垂 向 )、 上管柱侧面 x 方向 ( 横向 )和下管柱下部 y 方向布置了 3 个拾振 点 , 分析频率设定为 2 000 H z , 数据采集的采样频率设定为 5 120 H z 。 每个测点的 敲击次数为 4次 , 敲击时避免连 击 , 经过多次平 均后 , 可 有效减小误差。
Abstrac: t T he m ode l o f a autom obile steer ing co lumn ism easured by using uT ekM a modal test system. T he first six
o rde r m oda l para m e ters, including inherent frequency are ob tained through the m easurem ent . T heoretical analysis shows that the steer ing co lumn w ill not v ibrate w hen the eng ine is under id le speed condition, w hich indicates the structure des ign o f the steer ing co lumn is reasonab le . The test me thod refe rred in th is paper can a lso prov ide the re ference for m oda lm easu re m ent of o ther types o f stee ring co lum n . ; N atura l frequency ; M oda; l Exper i m ent Key wo rds : S teering co lum n
ANSYS模态分析教程及实例讲解
结构动态特性的改善方法
增加结构阻尼
通过增加结构阻尼，可以有效地吸收和消耗振动能量，减小结构 的振动幅值和响应时间。
优化结构布局
通过合理地布置结构的质量、刚度和阻尼分布，可以改善结构的动 态特性，提高结构的稳定性和安全性。
加强关键部位
对于关键部位，应加强其刚度和稳定性，以减小其对整体结构的振 动影响。
ansys模态分析教程及实例讲解
目 录
• 引言 • ANSYS模态分析基础 • ANSYS模态分析实例 • 模态分析结果解读 • 模态分析的优化设计 • 总结与展望
01 引言
ห้องสมุดไป่ตู้
目的和背景
01
了解模态分析在工程领域的应用 价值，如预测结构的振动特性、 优化设计等。
02
掌握ANSYS软件进行模态分析的 基本原理和方法。
挑战
未来模态分析面临的挑战主要包括处理大规模复杂结构 、模拟真实环境下的动力学行为以及提高分析的实时性 。随着结构尺寸和复杂性的增加，如何高效地处理大规 模有限元模型和计算海量数据成为亟待解决的问题。同 时，为了更准确地模拟实际工况下的结构动力学行为， 需要发展更加逼真的边界条件和载荷条件设置方法。此 外，提高模态分析的实时性对于一些实时监测和反馈控 制的应用场景也具有重要的意义。
模态分析基于振动理论，将复杂结构系统分解为若干个独立的模态，每个模态具有 特定的固有频率和振型。
模态分析可以帮助工程师了解结构的动态行为，预测结构的振动响应，优化结构设 计。
模态分析的步骤
建立模型
施加约束
求解
结果分析
根据实际结构建立有限 元模型，包括几何形状、 材料属性、连接方式等。
根据实际工况，对模型 施加约束条件，如固定
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基于ANSYS汽车转向柱的模态分析研究
作者：王成华孟广耀周忠伟,徐建
来源：《绿色科技》2012年第12期
摘要：指出了转向系统在汽车系统中有着重要作用，其中转向柱性能是否符合其设计规范的要求，则需要通过计算转向柱垂直方向和水平方向的固有频率进行检验。
采用大型、通用的有限元分析软件ANSYS对汽车转向系统中轴承刚度对模态频率影响进行了分析，分析过程可用于优化或改进转向柱设计，避免共振现象和噪音的产生。
关键词：转向柱；模态分析；振动规律
中图分类号：TH22文献标识码：A文章编号：1674-9944（2012）12-0261-03
1引言
转向柱作为汽车的重要配件，伴随着汽车工业的发展，被提出了越来越高的要求。
转向柱主要用来支承转向盘及与转向盘连接的转向柱、传动轴等，另外还具有很多的辅助功能，如：吸收冲击能量、可伸缩及角度可调等。
其良好的功能对于改善车辆舒适度有重要的作用，对于提高车辆操作的稳定性也有至关重要的作用。
通过对其进行模态分析，了解其动态性能，可以为优化其结构等提供良好的数据参数及理论指导。
有限元分析方法在20世纪50年代伴随着结构力学分析而迅速发展，随着现代计算机技术的进步，有限元分析方法也逐步完善并日趋成熟，在现代制造设计过程中应用普遍，成为解决复杂工程问题的不可或缺的有效手段，ANASYS文件在其所有的产品系列和工作平台上均兼容，作为商业化比较早的软件，同时进入国内时间也比较长，目前在国内的应用范围及普及程度相对来说都较好。
ANASYS作为国际通用的分析软件，提供了丰富的结构单元、热分析单元等，将之与模态分析相结合，是理论与实验分析振动问题的新方法，也是近年研究的热点，本文即采用此方法对转向柱进行分析，这也是目前分析振动问题的新趋势。
2转向柱模型的建立
2.1几何模型的建立
转向柱是汽车上必不可少的组件，通过转向柱，驾驶员把扭矩传递给转向器，带动转向器将油泵供油输送到转向油缸，实现液压助力转向。
同时，仅仅通过用理论来对转向柱进行振动过程的分析是非常困难的，所以通过引入数值分析方法简化过程。
通过对转向柱进行振动模态分析，对转向柱振动的状态进行了研究，从而为转向柱的设计提供重要依据。
其结构主要包括：①下支架②管柱体③调节支架④转向轴⑤固定座⑥护罩固定支架⑦防盗锁箱⑧管柱加强板以及⑨轴承等，下支架、调节支架、固定座、护罩固定支架、防盗锁箱、管柱加强板为薄壁冲压零件，管柱体、转向轴为薄壁管件。
转向柱结构见图1，各材料清单见表1，材料参数见表2。
2.2有限元模型的建立
边界条件：方向盘等量质量块重约2.7kg，位于转向轴轴线上，距转向轴P平面100mm 处。
分析模型：这里分析单元采用线性壳单元是考虑到转向柱零件为薄壁零件，各个零件对应的实常数见表2所列。
分析过程中对一些零部件进行适当的简化，可以更好地实现转向柱的振动模态的分析，如忽略联轴器部分。
管柱体与转向轴通过两个轴承连接，管柱体仅可绕转向轴相对转动，没有其他方向自由度。
在800N径向载荷作用下，上轴承位移小于0.3mm，下轴承小于1.0mm。
2.3转向柱分析模型
将上下轴承均简化为柔性联接。
利用绑定接触简化下支架与管柱体焊接、管柱加强板与管柱体焊接、固定座与调节支架静摩擦连接。
分析模型见图2所示。
分析没有考虑固定座和调节支架的静摩擦连接刚度以及转向柱安装支撑刚度的影响，对转向柱结构几何形状也做了适当简化。
因此，分析结果与实物样件试验结果可能会有一定的差异，但是通过实际样件试验可以检验分析模型建立是否正确，逐步建立转向柱模态分析模型的简化标准，并用于优化或改进转向柱设计等。
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