李國(guó)城，鄧濤，盧任之（重慶交通大學(xué)機(jī)電與車(chē)輛工程學(xué)院，重慶 400074）

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汽車(chē)儀表板模態(tài)分析及結(jié)構(gòu)優(yōu)化

李國(guó)城，鄧濤，盧任之
（重慶交通大學(xué)機(jī)電與車(chē)輛工程學(xué)院，重慶 400074）

摘要：文章通過(guò)HyperMesh軟件建立了某車(chē)型儀表板和安裝管梁有限元模型，運(yùn)用NASTRAN軟件計(jì)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(jié)果表明，儀表板中部區(qū)域的一階模態(tài)頻率與發(fā)動(dòng)機(jī)怠速激勵(lì)頻率接近，容易產(chǎn)生怠速共振現(xiàn)象。根據(jù)模態(tài)分析結(jié)果，提出了改進(jìn)方案，增加了儀表板管梁與中通的連接支架的厚度，最后驗(yàn)證了改進(jìn)后的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)能夠有效的避免儀表板怠速共振。

關(guān)鍵詞：儀表板；結(jié)構(gòu)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(chē)安全性、動(dòng)力性的提升，消費(fèi)者對(duì)汽車(chē)舒適性也有了更高的要求，其中，汽車(chē)的NVH（Noise、Vibration、Harshness）表現(xiàn)是表征汽車(chē)舒適性一個(gè)重要特性。儀表板作為汽車(chē)內(nèi)飾的重要組成部分，其N(xiāo)VH特性對(duì)乘員舒適性有著重要的影響[1-2]。儀表板因造型要求結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，是大型板殼件，面積大，剛度低，又有很多功能件通過(guò)卡扣安裝在儀表板上，容易受到外界激勵(lì)而產(chǎn)生振動(dòng)噪聲[3]。因此，設(shè)計(jì)過(guò)程中需要對(duì)儀表板結(jié)構(gòu)進(jìn)行不斷優(yōu)化，調(diào)整局部或整體的模態(tài)頻率，而通過(guò)CAE（Computer Aided Engineering）技術(shù)進(jìn)行模態(tài)分析，能夠在產(chǎn)品研發(fā)前期優(yōu)化產(chǎn)品結(jié)構(gòu)，在降低試驗(yàn)成本和縮短開(kāi)發(fā)周期方面起到了越來(lái)越重要的作用[4]。

1、模態(tài)分析基本理論

汽車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行過(guò)程中，其車(chē)身結(jié)構(gòu)會(huì)受到動(dòng)載荷影響而產(chǎn)生振動(dòng)。若激勵(lì)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(yàn)?zāi)B(tài)和計(jì)算模態(tài)，本文通過(guò)有限元方法得到系統(tǒng)的計(jì)算模態(tài)[6]。

假設(shè)系統(tǒng)的自由度為N，其運(yùn)動(dòng)微分方程為[7]：

式中M為質(zhì)量矩陣；C為阻尼矩陣；K為剛度矩陣；X˙為位移對(duì)時(shí)間的二階導(dǎo)數(shù)；F(t)為節(jié)點(diǎn)載荷矩陣；t為時(shí)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(dòng)特性的頻率和振型，在忽略阻尼和外部載荷的情況下，運(yùn)動(dòng)微分方程改寫(xiě)為：

假定式（2）的解為簡(jiǎn)諧振動(dòng)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(dǎo)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(jì)算的準(zhǔn)確性和計(jì)算成本的節(jié)約，對(duì)模型進(jìn)行簡(jiǎn)化，刪除了少量對(duì)剛度影響不大的圓角和臺(tái)階，忽略了直徑小于2mm的圓孔。

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

3）儀表板總成零件的螺釘、卡扣約束通過(guò)剛性單元連接模擬[8]。約束儀表板與管梁，管梁與車(chē)身連接點(diǎn)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(gè)節(jié)點(diǎn)，216799個(gè)單元。

3、模態(tài)分析及結(jié)構(gòu)優(yōu)化

將所建立的有限元模型導(dǎo)入到NASTRAN軟件中，進(jìn)行模態(tài)分析計(jì)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(dòng)振型

圖3　二階組合儀表區(qū)域上下振動(dòng)振型和手套箱區(qū)域扭轉(zhuǎn)振動(dòng)振型

圖4　三階儀表板整體扭動(dòng)振型

圖5　四階左下側(cè)和手套箱區(qū)域振動(dòng)振型

圖6　五階左下側(cè)區(qū)域上下振動(dòng)振型

通常發(fā)動(dòng)機(jī)怠速激勵(lì)的頻率是固定的，主要是二階往復(fù)慣性力，與發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和氣缸數(shù)有關(guān)，可由式（6）計(jì)算[9]：

式中：n為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，Z為發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸數(shù)，本文涉及到的發(fā)動(dòng)機(jī)怠速為800轉(zhuǎn)/分鐘，氣缸數(shù)為4，由式（6）計(jì)算得到怠速激勵(lì)頻率為26.7Hz。

為防止儀表板模態(tài)與發(fā)動(dòng)機(jī)怠速耦合振動(dòng)，保證儀表板具有良好的振動(dòng)特性，通常儀表板模態(tài)頻率與發(fā)動(dòng)機(jī)怠速激勵(lì)錯(cuò)開(kāi)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(kāi)發(fā)動(dòng)機(jī)怠速激勵(lì)，易發(fā)生儀表板怠速振動(dòng)。一階模態(tài)表現(xiàn)為儀表板中部區(qū)域上下振動(dòng)，原因?yàn)椋?該位置安裝定位點(diǎn)不夠，2現(xiàn)有的安裝定位結(jié)構(gòu)剛度不足。建議通過(guò)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(jī)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(jìn)位置示意圖

將結(jié)構(gòu)優(yōu)化后的儀表板有限元模型導(dǎo)入NASTRAN軟件進(jìn)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(mǎn)足模態(tài)頻率大于29.6Hz的要求，避免了儀表板與發(fā)動(dòng)機(jī)怠速振動(dòng)。

圖8　原方案儀表板中部一階上下振動(dòng)振型

圖9　方案1儀表板中部一階上下振動(dòng)振型

圖10　方案2儀表板中部一階上下振動(dòng)振型

表3　結(jié)構(gòu)優(yōu)化后模態(tài)頻率對(duì)比

4、結(jié)論

本文針對(duì)儀表板振動(dòng)噪聲問(wèn)題，運(yùn)用HyperMesh軟件對(duì)儀表板CAD模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，導(dǎo)入到NASTRAN軟件中進(jìn)行模態(tài)分析。結(jié)果顯示，原設(shè)計(jì)方案中，一階整體模態(tài)頻率與發(fā)動(dòng)機(jī)怠速激勵(lì)頻率接近，易發(fā)生儀表板振動(dòng)噪聲。在模態(tài)分析的基礎(chǔ)上，提出了兩種結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案并進(jìn)行分析對(duì)比，驗(yàn)證了優(yōu)化方案的有效性，為該產(chǎn)品后續(xù)的結(jié)構(gòu)改進(jìn)提供了依據(jù)和參考。

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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(lèi)號(hào)：U463.7

文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A

文章編號(hào)：1671-7988 （2016）05-32-03

作者簡(jiǎn)介：李國(guó)城，碩士研究生，就讀于重慶交通大學(xué)機(jī)電與車(chē)輛工程學(xué)院。鄧濤，副教授，就職于重慶交通大學(xué)機(jī)電與車(chē)輛工程學(xué)院。盧任之，碩士研究生，就讀于重慶交通大學(xué)機(jī)電與車(chē)輛工程學(xué)院。