王曉蒙，劉杰昌，常光寶

(上汽通用五菱汽車股份有限公司，廣西柳州 545007)

0 引言

汽車座艙系統(tǒng)是汽車的重要組成部分，CCB(Cross Car Beam)在其中起重要的支撐作用，是儀表板、空調(diào)、轉(zhuǎn)向管柱等搭接的基礎(chǔ)，是座艙系統(tǒng)與車身連接的紐帶。CCB與車身的連接狀態(tài)，直接影響汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)狀態(tài)[1]。為了使轉(zhuǎn)向系統(tǒng)有較好的NVH(Noise Vibration Harshness)性能，避免方向盤抖動(dòng)，一般CCB和車身的連接需具有較好的剛性。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)提升一直是國(guó)內(nèi)外學(xué)者研究的熱門問(wèn)題[2-3]，提升轉(zhuǎn)向系統(tǒng)NVH性能，多是通過(guò)優(yōu)化CCB形狀和厚度以及儀表板橫梁剛度以提升模態(tài)頻率[4]，并非從CCB和車身連接的整體結(jié)構(gòu)著手，且不利于輕量化。

作者以CCB車身搭接的整體結(jié)構(gòu)為研究對(duì)象，結(jié)合轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)和前門鉸鏈垂直剛度仿真分析，找到了傳統(tǒng)結(jié)構(gòu)中影響這兩項(xiàng)性能的關(guān)鍵因素為連接剛度不足。設(shè)計(jì)了不同固定方式下的CCB車身搭接的平臺(tái)化結(jié)構(gòu)。以平臺(tái)化結(jié)構(gòu)的某車型為例，通過(guò)對(duì)前門鉸鏈的垂直剛度分析以及轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)的仿真分析和試驗(yàn)測(cè)試，保證了該平臺(tái)化結(jié)構(gòu)對(duì)性能提升的同時(shí)，還有利于整車的輕量化。該結(jié)構(gòu)已經(jīng)在多種車型上應(yīng)用，實(shí)現(xiàn)了該處連接結(jié)構(gòu)的平臺(tái)化。

1 傳統(tǒng)CCB車身搭接結(jié)構(gòu)

1.1 CCB車身搭接結(jié)構(gòu)分類

根據(jù)CCB與車身的固定方向，可分為X向固定、Y向固定及混合固定。若CCB與左右前側(cè)板通過(guò)在X向打螺栓固定則稱之為X向固定；若通過(guò)Y向打螺栓固定則稱之為Y向固定；若一側(cè)為X向固定，另一側(cè)為Y向固定，則稱之為混合固定。CCB與車身的固定方向在研發(fā)前期由總布置決定。

若按CCB與車身連接數(shù)量，可以分為兩點(diǎn)式、三點(diǎn)式和四點(diǎn)式。兩點(diǎn)式CCB是指CCB與車身僅有兩處連接，即與左右前側(cè)板連接；三點(diǎn)式CCB是指CCB與車身有3處連接，即與左右側(cè)圍和前隔板連接；四點(diǎn)式CCB是指CCB與左右側(cè)圍、前隔板和前地板連接，如圖1所示。

圖1 四點(diǎn)式CCB結(jié)構(gòu)

1.2 CCB車身搭接結(jié)構(gòu)分類

1.2.1X向固定的CCB車身搭接結(jié)構(gòu)

X向固定的四點(diǎn)式CCB與車身搭接的傳統(tǒng)結(jié)構(gòu)見(jiàn)圖2，CCB與前側(cè)板搭接結(jié)構(gòu)如圖3(a)所示，儀表板橫梁連接支架為開(kāi)口盒形支架，CCB加強(qiáng)板為一結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單的平板，另為了保證前門上鉸鏈的剛度，在該處安裝點(diǎn)布置了一塊尺寸較大的加強(qiáng)板。

圖2 X向固定CCB與車身搭接結(jié)構(gòu)

圖3 X向固定CCB與車身搭接結(jié)構(gòu)

CCB與前地板搭接結(jié)構(gòu)如圖3(b)所示，儀表板中間連接支架尺寸較大，儀表板橫梁下部安裝支架為整體式，中間通過(guò)兩個(gè)螺栓與地板相連。CCB加強(qiáng)板和前門上鉸鏈加強(qiáng)板為獨(dú)立的兩塊板，只能局部加強(qiáng)各自的連接剛度，且后者尺寸較大，不利于整車輕量化。同樣儀表板中間連接支架也不利于輕量化；由于儀表板橫梁下部安裝支架承受的力主要來(lái)自上部的拉力，螺栓布置在中間造成力臂長(zhǎng)，不利于提升轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的模態(tài)。

1.2.2Y向固定的CCB車身搭接結(jié)構(gòu)

Y向固定的CCB僅前側(cè)板處的搭接結(jié)構(gòu)與X向固定的CCB不同，因此僅說(shuō)明該處搭接結(jié)構(gòu)，其余不再贅述。CCB與前側(cè)板搭接結(jié)構(gòu)如圖4所示，儀表板橫梁連接支架在安裝點(diǎn)處起小凸臺(tái)，CCB加強(qiáng)板和前門上鉸鏈加強(qiáng)板為分開(kāi)的兩塊，此類結(jié)構(gòu)缺點(diǎn)同上。

圖4 Y向固定CCB與車身搭接結(jié)構(gòu)

2 平臺(tái)化后的CCB車身搭接結(jié)構(gòu)

綜上分析，針對(duì)CCB車身搭接處的剛度不足以及加強(qiáng)板尺寸大的問(wèn)題，設(shè)計(jì)了不同固定方式的CCB車身搭接的共性結(jié)構(gòu)，使之可以應(yīng)用于不同車型上，以提高設(shè)計(jì)效率。

2.1 X向固定的平臺(tái)化結(jié)構(gòu)

X向固定的平臺(tái)化結(jié)構(gòu)如圖5所示，其中儀表板橫梁連接支架設(shè)計(jì)為凸臺(tái)形式，可以利用空腔提升該處的連接剛度；CCB加強(qiáng)板和前門上鉸鏈加強(qiáng)板合二為一，平臺(tái)化結(jié)構(gòu)為一塊“U”形板，底部與前門上鉸鏈連接，左右兩側(cè)與儀表板橫梁連接支架和前側(cè)板連接，截面圖如圖6所示。

圖5 X向固定CCB車身搭接平臺(tái)化結(jié)構(gòu)

圖6 CCB加強(qiáng)板與前側(cè)圍內(nèi)板、A柱下加強(qiáng)板間的截面(X向固定)

2.2 Y向固定的平臺(tái)化結(jié)構(gòu)

Y向固定的CCB僅前側(cè)板處的搭接結(jié)構(gòu)與X向固定的CCB不同，因此這里僅說(shuō)明該處搭接結(jié)構(gòu)，其余不再贅述。如圖7所示，其中儀表板橫梁連接支架在安裝點(diǎn)周圍起小凸臺(tái)增加連接剛度；CCB加強(qiáng)板和前門上鉸鏈加強(qiáng)板同樣合二為一，平臺(tái)化結(jié)構(gòu)為一塊“Z”形板，底部與前門上鉸鏈連接，上部?jī)x表板橫梁連接支架和前側(cè)板連接，截面圖如圖8所示。

圖7 Y向固定CCB車身搭接平臺(tái)化結(jié)構(gòu)

圖8 CCB加強(qiáng)板與前側(cè)圍內(nèi)板、A柱

3 仿真分析和試驗(yàn)對(duì)比

以X向固定的四點(diǎn)式CCB結(jié)構(gòu)為例，進(jìn)行仿真與試驗(yàn)的對(duì)比分析。

3.1 模態(tài)分析理論

發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)通過(guò)傳動(dòng)系統(tǒng)、排氣系統(tǒng)、懸置系統(tǒng)傳遞于轉(zhuǎn)向系統(tǒng)[5]。怠速時(shí)，主要激勵(lì)是二階往復(fù)慣性力[6]，與轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的一階模態(tài)頻率接近，易激發(fā)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)共振，激勵(lì)頻率為：

(1)

式中：n為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速；g為汽缸數(shù)；c為沖程數(shù)。

若搭載四缸四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)、怠速轉(zhuǎn)速為750～800 r/min的車型，則根據(jù)式(1)得其怠速頻率為25～26.7 Hz，為了盡可能地避免共振，要求轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的一階模態(tài)頻率不得低于35 Hz。

3.2 傳統(tǒng)結(jié)構(gòu)仿真分析與試驗(yàn)

3.2.1 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)分析

某車型傳統(tǒng)結(jié)構(gòu)下轉(zhuǎn)向系統(tǒng)約束模態(tài)分析[7]模型如圖9所示，節(jié)點(diǎn)330 458個(gè)，單元397 081個(gè)。螺栓連接和縫焊連接均用RBE2模擬；在儀表板總成和駕駛員側(cè)安裝氣囊質(zhì)心處建立質(zhì)量點(diǎn)，用RBE3連接到對(duì)應(yīng)的安裝點(diǎn)處。模型中所涉及的方向盤、轉(zhuǎn)向管柱等實(shí)心部件均用四面體單元模擬；儀表板橫梁等板殼件用以四邊形為主的混合單元模擬；約束截取車身斷面處節(jié)點(diǎn)的6個(gè)自由度。

圖9 某車型轉(zhuǎn)向系統(tǒng)有限元模型

圖10為該車型轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)，發(fā)現(xiàn)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)一階模態(tài)頻率為32.0 Hz，低于設(shè)計(jì)目標(biāo)值35 Hz，且一階模態(tài)振型為垂向擺動(dòng)占優(yōu)。圖10(c)為一階模態(tài)的應(yīng)變能云圖，可知：CCB與車身搭接處的應(yīng)變能累積嚴(yán)重，是轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的薄弱區(qū)域，直接導(dǎo)致轉(zhuǎn)向系統(tǒng)一階模態(tài)偏低。

3.2.2 前門上鉸鏈剛度分析

前門上鉸鏈剛度分析模型如圖11所示。仿真分析顯示該處加載變形為3.38 mm，卸載變形為0.34 mm，不滿足加載變形低于3.0 mm、卸載變形低于0.5 mm的目標(biāo)要求，說(shuō)明該結(jié)構(gòu)下的鉸鏈剛度不足。

圖11 前門上鉸鏈有限元模型與結(jié)果

3.2.3 傳統(tǒng)結(jié)構(gòu)模態(tài)測(cè)試

利用錘擊法測(cè)試方向盤模態(tài)[8]，結(jié)果如圖12所示。

圖12 傳統(tǒng)結(jié)構(gòu)下方向盤模態(tài)測(cè)試結(jié)果

3.3 平臺(tái)化結(jié)構(gòu)仿真分析與試驗(yàn)對(duì)比

應(yīng)用相同的仿真分析與試驗(yàn)測(cè)試方法，對(duì)平臺(tái)化結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析。結(jié)果表明前門鉸鏈加載變形2.89 mm、卸載變形0.30 mm，滿足目標(biāo)要求。平臺(tái)化后轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)頻率仿真值和測(cè)試值如表1所示。

表1 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)仿真與測(cè)試結(jié)果

傳統(tǒng)結(jié)構(gòu)和平臺(tái)化結(jié)構(gòu)仿真分析和試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比如表2所示，可知：

(1)平臺(tái)化結(jié)構(gòu)下的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)和前門鉸鏈剛度仿真分析結(jié)果明顯提升，滿足目標(biāo)要求，證明平臺(tái)化結(jié)構(gòu)的有效性；

(2)模態(tài)試驗(yàn)結(jié)果與仿真結(jié)果相對(duì)誤差均在5%內(nèi)，對(duì)應(yīng)的振型也均相同，證明了仿真分析的精度。

4 結(jié)束語(yǔ)

(1)CCB車身搭接結(jié)構(gòu)剛度不足，是影響轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)和前門鉸鏈垂直剛度的關(guān)鍵因素。

(2)通過(guò)仿真對(duì)比分析和試驗(yàn)測(cè)試，結(jié)果表明平臺(tái)化結(jié)構(gòu)較傳統(tǒng)結(jié)構(gòu)能有效提升轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)和前門鉸鏈剛度，進(jìn)一步說(shuō)明文中仿真分析與測(cè)試方法的正確性。

(3)平臺(tái)化結(jié)構(gòu)既能提升連接剛度且有助于整車輕量化；已應(yīng)用于多種車型上，均未出現(xiàn)因轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)低引起的方向盤抖動(dòng)問(wèn)題，驗(yàn)證了該平臺(tái)化結(jié)構(gòu)的有效性。

參考文獻(xiàn):

[1]田佳平，遲秀穎.儀表板橫梁結(jié)構(gòu)靈敏度與橫梁的振動(dòng)特性分析[C]//中國(guó)汽車工程學(xué)會(huì)年會(huì)論文集，2013.

[2]KIM K W,PARK J B,LEE S J.Tire Mass Imbalance, Rolling Phase Difference,Non-uniformity Induced Force Difference,and Inflation Pressure Change Effects on Steering Wheel Vibration[C]//SAE 2005 Noise and Vibration Conference and Exhibition,2005.

[3]YU J,NUTWELL B,BRICKNER B.Analysis of Vehicle Chassis Transmissibility of Steering Shimmy and Brake Judder:System Modeling and Validation[C]//SAE Noise & Vibration Conference & Exhibition,2007:835-836.

[4]張宏亮,于仙,林華山.儀表板橫梁剛度對(duì)方向盤振動(dòng)影響的研究[J].機(jī)械設(shè)計(jì)與制造，2013(1):155-157.

ZHANG H L,YU X,LIN H S.The Study on the Influence of Motormeter Beam Stiffness on Steering Wheel Vibration[J].Machinery Design & Manufacture,2013(1):155-157.

[5]龐劍，諶剛,何華．汽車噪聲與振動(dòng)-理論與應(yīng)用[M]．北京：北京理工大學(xué)出版社，2006．

[6]盧耀祖，周中堅(jiān).機(jī)械與汽車結(jié)構(gòu)的有限元分析[M]．上海：同濟(jì)大學(xué)出版,1997．

[7]DOVSTAM K.Real Modes of Vibration and Hybrid Modal Analysis[J].Computational Mechanics,1998,21(6):493-511.

[8]沃德·海倫，斯蒂芬·拉門茲，波爾·薩斯.模態(tài)分析與試驗(yàn)[M].北京:北京理工大學(xué)出版社，2007.