汽車儀表板模態(tài)分析及結構優(yōu)化

李國城，鄧濤，盧任之（重慶交通大學機電與車輛工程學院，重慶 400074）

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汽車儀表板模態(tài)分析及結構優(yōu)化

李國城，鄧濤，盧任之
（重慶交通大學機電與車輛工程學院，重慶 400074）

摘要：文章通過HyperMesh軟件建立了某車型儀表板和安裝管梁有限元模型，運用NASTRAN軟件計算了儀表板和安裝管梁的模態(tài)頻率，得到了各階模態(tài)振型。結果表明，儀表板中部區(qū)域的一階模態(tài)頻率與發(fā)動機怠速激勵頻率接近，容易產生怠速共振現(xiàn)象。根據(jù)模態(tài)分析結果，提出了改進方案，增加了儀表板管梁與中通的連接支架的厚度，最后驗證了改進后的結構設計能夠有效的避免儀表板怠速共振。

關鍵詞：儀表板；結構優(yōu)化；模態(tài)分析；NVH

10.16638/j.cnki.1671-7988.2016.05.004

CLC NO.: U463.7Document Code: AArticle ID: 1671-7988 (2016)05-32-03

前言

伴隨著汽車安全性、動力性的提升，消費者對汽車舒適性也有了更高的要求，其中，汽車的NVH（Noise、Vibration、Harshness）表現(xiàn)是表征汽車舒適性一個重要特性。儀表板作為汽車內飾的重要組成部分，其NVH特性對乘員舒適性有著重要的影響[1-2]。儀表板因造型要求結構比較復雜，是大型板殼件，面積大，剛度低，又有很多功能件通過卡扣安裝在儀表板上，容易受到外界激勵而產生振動噪聲[3]。因此，設計過程中需要對儀表板結構進行不斷優(yōu)化，調整局部或整體的模態(tài)頻率，而通過CAE（Computer Aided Engineering）技術進行模態(tài)分析，能夠在產品研發(fā)前期優(yōu)化產品結構，在降低試驗成本和縮短開發(fā)周期方面起到了越來越重要的作用[4]。

1、模態(tài)分析基本理論

汽車發(fā)動機運行過程中，其車身結構會受到動載荷影響而產生振動。若激勵頻率與系統(tǒng)的固有頻率接近就易發(fā)生共振[5]，影響乘員的舒適性，甚至造成零部件的損壞。得到系統(tǒng)模態(tài)頻率和模態(tài)振型的方法分為試驗模態(tài)和計算模態(tài)，本文通過有限元方法得到系統(tǒng)的計算模態(tài)[6]。

假設系統(tǒng)的自由度為N，其運動微分方程為[7]：

式中M為質量矩陣；C為阻尼矩陣；K為剛度矩陣；X˙為位移對時間的二階導數(shù)；F(t)為節(jié)點載荷矩陣；t為時間。式（1）解得的特性值和特征向量就是描述系統(tǒng)固有振動特性的頻率和振型，在忽略阻尼和外部載荷的情況下，運動微分方程改寫為：

假定式（2）的解為簡諧振動形式：其中φ代表特征向量或振型，ω代表系統(tǒng)圓頻率。令λ=ω2，并將式（3）帶入式（2）可得系統(tǒng)的特征值方程：

該方程具有非零的唯一條件是矩陣行列式為零，即：

2、有限元模型的建立

將儀表板CAD模型導入到HyperMesh中，采用抽取CAD模型中面的方法建立了儀表板總成和儀表板安裝定位管梁的有限元模型，建模方式如下：

1）綜合考慮計算的準確性和計算成本的節(jié)約，對模型進行簡化，刪除了少量對剛度影響不大的圓角和臺階，忽略了直徑小于2mm的圓孔。

2）儀表板等板殼類零件采用殼單元離散，其中以四邊形單元為主，在形狀復雜的過度區(qū)域使用三角形單元，以提高網(wǎng)格質量。管梁采用六面體單元離散，少數(shù)以四面體單元過渡。

3）儀表板總成零件的螺釘、卡扣約束通過剛性單元連接模擬[8]。約束儀表板與管梁，管梁與車身連接點的全部自由度。

4）模型各零件采用的材料參數(shù)如表1所示。

表1　模型主要材料參數(shù)

圖1　儀表板和安裝管梁有限元模型

最終建立的有限元模型如圖1所示，該模型共有223134個節(jié)點，216799個單元。

3、模態(tài)分析及結構優(yōu)化

將所建立的有限元模型導入到NASTRAN軟件中，進行模態(tài)分析計算，得到了前5階模態(tài)的頻率如表2所示，前5階的模態(tài)振型如圖2-6所示。

表2　儀表板模態(tài)頻率及振型

圖2　儀表板中部一階上下振動振型

圖3　二階組合儀表區(qū)域上下振動振型和手套箱區(qū)域扭轉振動振型

圖4　三階儀表板整體扭動振型

圖5　四階左下側和手套箱區(qū)域振動振型

圖6　五階左下側區(qū)域上下振動振型

通常發(fā)動機怠速激勵的頻率是固定的，主要是二階往復慣性力，與發(fā)動機轉速和氣缸數(shù)有關，可由式（6）計算[9]：

式中：n為發(fā)動機轉速，Z為發(fā)動機氣缸數(shù)，本文涉及到的發(fā)動機怠速為800轉/分鐘，氣缸數(shù)為4，由式（6）計算得到怠速激勵頻率為26.7Hz。

為防止儀表板模態(tài)與發(fā)動機怠速耦合振動，保證儀表板具有良好的振動特性，通常儀表板模態(tài)頻率與發(fā)動機怠速激勵錯開3Hz以上。從表2中的數(shù)值可以看出，一階模態(tài)不能有效的避開發(fā)動機怠速激勵，易發(fā)生儀表板怠速振動。一階模態(tài)表現(xiàn)為儀表板中部區(qū)域上下振動，原因為：1該位置安裝定位點不夠，2現(xiàn)有的安裝定位結構剛度不足。建議通過以下兩種方案增加儀表板中部區(qū)域的剛度，以提高儀表板的整體模態(tài)頻率：1將管梁與CD機的連接支架厚度由1.4mm增加到3mm。2將管梁與中通的連接支架厚度有1.6mm增加到3mm。

圖7　改進位置示意圖

將結構優(yōu)化后的儀表板有限元模型導入NASTRAN軟件進行模態(tài)分析，得到不同方案一階模態(tài)頻率如表3所示，模態(tài)振型如圖8-10所示：

由表3可以清晰的看出方案2能夠有效的提高儀表板一階模態(tài)頻率，并滿足模態(tài)頻率大于29.6Hz的要求，避免了儀表板與發(fā)動機怠速振動。

圖8　原方案儀表板中部一階上下振動振型

圖9　方案1儀表板中部一階上下振動振型

圖10　方案2儀表板中部一階上下振動振型

表3　結構優(yōu)化后模態(tài)頻率對比

4、結論

本文針對儀表板振動噪聲問題，運用HyperMesh軟件對儀表板CAD模型進行網(wǎng)格劃分，導入到NASTRAN軟件中進行模態(tài)分析。結果顯示，原設計方案中，一階整體模態(tài)頻率與發(fā)動機怠速激勵頻率接近，易發(fā)生儀表板振動噪聲。在模態(tài)分析的基礎上，提出了兩種結構優(yōu)化方案并進行分析對比，驗證了優(yōu)化方案的有效性，為該產品后續(xù)的結構改進提供了依據(jù)和參考。

參考文獻

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Modal analysis and structure optimization of vehicle instrument panel

Li Guocheng, Deng Tao, Lu Renzhi
( School of Mechatronics& Automotive Engineering, ChongqingJiaotongUniversity, Chongqing 400074 )

Abstract:The finite element model of the instrument panel is built by HyperMesh software, and the modal frequency of the instrument panel is calculated using NASTRAN software. The results show that the natural frequency of the panel is close to the engine idling excitation frequency. According to the results of modal analysis, the improved scheme of increasing the thickness of the connection between the instrument panel and the tube beam is put forward, and the improved structure can effectively avoid the instrument panel idling resonance.

Keywords:Instrument panel; Structure optimization; Modal analysis; NVH

中圖分類號：U463.7

文獻標識碼：A

文章編號：1671-7988 （2016）05-32-03

作者簡介：李國城，碩士研究生，就讀于重慶交通大學機電與車輛工程學院。鄧濤，副教授，就職于重慶交通大學機電與車輛工程學院。盧任之，碩士研究生，就讀于重慶交通大學機電與車輛工程學院。