邢建 高志彬 陳守佳 蔣紅敏 郝大亮

摘 要：采用Hypermesh有限元分析軟件和Nastran求解器對(duì)汽車儀表板進(jìn)行模態(tài)分析，得出前6階固有頻率及振型。結(jié)果表明，第1階固有頻率數(shù)值為21.06Hz，在目標(biāo)值17～22Hz頻率范圍內(nèi)，不會(huì)引起汽車怠速時(shí)共振，符合設(shè)計(jì)要求。文章所用方法對(duì)對(duì)后期儀表板的試驗(yàn)和優(yōu)化提供了一定參考價(jià)值。

關(guān)鍵詞：有限元分析；固有頻率；振型；共振

中圖分類號(hào)：U463.837 文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A 文章編號(hào)：2095-2945（2019）21-0056-02

Abstract： The modal analysis of the automobile dashboard is carried out by using Hypermesh finite element analysis software and Nastran solver， and the first six natural frequencies and vibration modes are obtained. The results show that the first order natural frequency is 21.06 Hz， which does not cause idle resonance in the frequency range of 17 to 22 Hz， which meets the design requirements. The method used in this paper provides a certain reference value for the test and optimization of the later dashboard.

Keywords： finite element analysis； natural frequency； vibration mode； resonance

引言

隨著計(jì)算機(jī)科學(xué)的快速發(fā)展，在現(xiàn)代車企中CAE技術(shù)的應(yīng)用也越來(lái)越廣泛。汽車儀表板作為汽車內(nèi)飾件中關(guān)鍵的結(jié)構(gòu)件之一，其舒適性與安全性尤為重要。儀表板作為大型板件結(jié)構(gòu)件，其內(nèi)部構(gòu)造十分復(fù)雜，同時(shí)又有很多功能件安裝在儀表板上，因此其振動(dòng)噪聲很難控制。在整車開發(fā)初期，儀表板的模態(tài)指標(biāo)也成為了整車NVH性能評(píng)價(jià)的重要組成部分。

本文通過(guò)Hypermesh軟件對(duì)儀表板進(jìn)行建模，并計(jì)算其模態(tài)的低階振型及頻率，判斷其是否符合設(shè)計(jì)要求，為整車試驗(yàn)設(shè)計(jì)及優(yōu)化提供理論依據(jù)。

1 模態(tài)分析理論基礎(chǔ)

在汽車行駛過(guò)程中，車身結(jié)構(gòu)部件會(huì)受到動(dòng)載荷的影響而引起振動(dòng)。當(dāng)激勵(lì)頻率與結(jié)構(gòu)部件的固有頻率接近時(shí)就會(huì)產(chǎn)生共振現(xiàn)象，影響整車的NVH性能[1]。計(jì)算模態(tài)頻率的方法分為仿真模態(tài)和試驗(yàn)?zāi)B(tài)，本文主要利用CAE方法計(jì)算仿真模態(tài)[2]。

當(dāng)系統(tǒng)自由度為N時(shí)，運(yùn)動(dòng)微分方程為：

M +C +KX=F（t） （1）

式中M表示質(zhì)量矩陣；C表示阻尼矩陣；K表示剛度矩陣； 、 、X分別表示加速度、速度和位移向量；F（t）表示節(jié)點(diǎn)載荷矩陣。上式求得特征值和特征向量與系統(tǒng)描述固有振動(dòng)特性的頻率和振型相對(duì)應(yīng)，在不考慮阻尼和外部載荷情況下，運(yùn)動(dòng)微分方程改寫為[3]：

M +KX=0 （2）

假設(shè)式（2）中解的形式為簡(jiǎn)諧振動(dòng)：

X=？準(zhǔn)sin？棕t（3）

式中？準(zhǔn)表示特征向量或振型；？棕表示系統(tǒng)圓頻率。當(dāng)？姿=？棕2時(shí)，將（3）式帶入（2）式中得到系統(tǒng)的特征值方程：

（4）式具有非零解的唯一條件為矩陣行列式為零，即：

將（5）式展開可求出N個(gè)根？姿1，？姿2...？姿n，求得的平方根？棕1，？棕2...？棕n為系統(tǒng)中1，2...N的固有頻率，與？姿1，？姿2...？姿n相對(duì)應(yīng)的特征向量就是該系統(tǒng)的振動(dòng)向量。

2 有限元模型建立

將儀表板三維模型導(dǎo)入Hypermesh軟件中，首先對(duì)模型進(jìn)行幾何清理，去除多余的圓角、倒角并補(bǔ)齊部分缺失面，并對(duì)其進(jìn)行質(zhì)量檢查[4]。對(duì)處理好的模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，整體結(jié)構(gòu)采用片體單元模擬，網(wǎng)格尺寸為5mm×5mm，螺栓連接采用rigid單元模擬，各結(jié)構(gòu)組件之間焊縫用seam單元模擬，由于儀表板上內(nèi)飾件的幾何形狀對(duì)其一階整體模態(tài)影響不大[5]，因此將各內(nèi)飾件都簡(jiǎn)化為在其質(zhì)心上的質(zhì)量塊，這種方法在簡(jiǎn)化模型的同時(shí)也能縮短建模時(shí)間，可以保證建立的有限元模型與試驗(yàn)樣車保持一致。儀表板分析模型單元數(shù)82613，節(jié)點(diǎn)數(shù)63981。儀表板Catia數(shù)模如圖1所示，儀表板有限元模型如圖2所示，儀表板中所用材料屬性參數(shù)如表1所示。

3 儀表板模態(tài)分析

儀表板主要激勵(lì)源包括路面激勵(lì)和發(fā)動(dòng)機(jī)怠速激勵(lì)。路面對(duì)車輛的激勵(lì)頻率一般在15Hz以下，而發(fā)動(dòng)機(jī)怠速頻率在接近27Hz。依據(jù)行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)，儀表板總成的一階模態(tài)設(shè)計(jì)目標(biāo)值應(yīng)處于17Hz～22Hz以同時(shí)避開發(fā)動(dòng)機(jī)怠速頻率和路面激勵(lì)頻率。

將輸出的*.bdf模型文件導(dǎo)入Nastran求解器進(jìn)行求解，輸出*.op2結(jié)果文件，運(yùn)用HyperView后處理軟件查看儀表板模態(tài)振型及頻率，對(duì)儀表板的模態(tài)分析一般只需分析前6階，表2為前6階固有頻率及振型，圖3、圖4為儀表板總成前2階模態(tài)分析結(jié)果云圖。

由上述計(jì)算結(jié)果可知：儀表板1階固有頻率21.06Hz，在目標(biāo)值17～22 Hz頻率范圍內(nèi)，不會(huì)引起汽車怠速時(shí)共振，符合設(shè)計(jì)要求。

4 結(jié)論

在汽車前期開發(fā)過(guò)程中，對(duì)儀表板進(jìn)行CAE仿真分析計(jì)算出各階模態(tài)，比較第1階模態(tài)是否符合設(shè)計(jì)要求。此方法為汽車后續(xù)試驗(yàn)以及優(yōu)化改進(jìn)提供一定的依據(jù)和參考，節(jié)約了開發(fā)成本，提高了設(shè)計(jì)效率。

參考文獻(xiàn)：

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