黃偉

摘 要：文章基于有限元法，采用NASTRAN軟件，對輕卡儀表板基礎(chǔ)方案和優(yōu)化方案進(jìn)行了CAE模態(tài)分析和頻率響應(yīng)強(qiáng)度分析，分析結(jié)果顯示，優(yōu)化方案模態(tài)頻率得到提升，應(yīng)力下降改善明顯，儀表板NVH異響問題得以解決。

關(guān)鍵詞：輕卡;儀表板;NVH性能

中圖分類號：U467 ?文獻(xiàn)標(biāo)識碼：B ?文章編號：1671-7988（2020）20-118-03

Abstract： In this paper， based on the finite element method and NASTRAN software， the CAE modal analysis and frequency response strength analysis of the basic scheme and optimization scheme of the light truck instrument panel are carried out. The analysis results show that the modal frequency of the optimization scheme is increased， the stress drop is improved obviously， and the NVH abnormal noise problem of the instrument panel is solved.

Keywords： Commercial vehicle; Instrument panel; NVH property

CLC NO.： U467 ?Document Code： B ?Article ID： 1671-7988（2020）20-118-03

1 引言

隨著疫情過后，國家經(jīng)濟(jì)復(fù)蘇快速發(fā)展，輕卡銷量得到迅猛增長，由于其經(jīng)濟(jì)性和便利性，已經(jīng)成為運(yùn)輸貨物的必然選擇[1-3]。汽車儀表板系統(tǒng)，作為整車駕駛室系統(tǒng)中重要組成部分，其既要承載各種儀表及附屬件系統(tǒng)部件的固定安裝要求，同時還要符合相關(guān)性能要求，又要凸顯整車設(shè)計造型風(fēng)格，需要在動靜載荷作用下具備足夠的強(qiáng)度和NVH性能[4]，因此研究輕卡儀表板系統(tǒng)NVH性能具有重要的經(jīng)濟(jì)和社會意義。

本文基于有限元法，采用NASTRAN軟件，對輕卡儀表板基礎(chǔ)方案和優(yōu)化方案進(jìn)行了CAE模態(tài)分析和頻率響應(yīng)強(qiáng)度分析，分析結(jié)果顯示，優(yōu)化方案模態(tài)頻率得到提升，應(yīng)力下降改善明顯，且儀表板NVH異響問題得以解決。

2 儀表板系統(tǒng)CAE模態(tài)對比分析

2.1 模態(tài)分析理論

結(jié)構(gòu)系統(tǒng)固有模態(tài)頻率及振型是分析結(jié)構(gòu)振動特性基礎(chǔ)，通過模態(tài)分析可確定結(jié)構(gòu)的振動特性[5]。

2.3 儀表板系統(tǒng)CAE模態(tài)分析

經(jīng)Hypermesh建模后，采用Nastran軟件對儀表板系統(tǒng)基礎(chǔ)方案和優(yōu)化方案進(jìn)行自由模態(tài)分析，優(yōu)化方案是在基礎(chǔ)方案增加連接支架，得到圖2的CAE分析結(jié)果，基礎(chǔ)方案一階彎曲模態(tài)頻率為38.5Hz，優(yōu)化方案一階彎曲模態(tài)頻率為39Hz，模態(tài)頻率得到提升改善。

3 儀表板系統(tǒng)CAE強(qiáng)度分析

本文采用NASTRAN軟件，對某輕卡儀表板系統(tǒng)管梁進(jìn)行了強(qiáng)度對比分析，約束管梁與車身連接處全部自由度，在X/Y/Z三向施加1g頻率響應(yīng)載荷，阻尼大小0.02，如圖3。

本文按照上述工況條件，得到圖4的基礎(chǔ)方案儀表管梁強(qiáng)度分析結(jié)果，X向工況下，管梁固定安裝支架最大應(yīng)力為289MPa，對應(yīng)頻率為32Hz，Y向工況下，支架最大應(yīng)力為149MPa，對應(yīng)頻率為53Hz，Z向工況下，支架最大應(yīng)力為192MPa，對應(yīng)頻率為32Hz。

圖5為優(yōu)化方案儀表管梁強(qiáng)度分析結(jié)果，X向工況下，管梁固定安裝支架最大應(yīng)力為273MPa，對應(yīng)頻率為31Hz，Y向工況下，支架最大應(yīng)力為141MPa，對應(yīng)頻率為36Hz，Z向工況下，支架最大應(yīng)力為171MPa，對應(yīng)頻率為32Hz，較基礎(chǔ)方案應(yīng)力改善明顯，且解決了異響問題，匯總?cè)绫?。

4 結(jié)論

本文基于有限元法，采用NASTRAN軟件，對某輕卡儀表板系統(tǒng)基礎(chǔ)方案和優(yōu)化方案進(jìn)行了CAE模態(tài)分析和強(qiáng)度分析，分析結(jié)果顯示：

基礎(chǔ)方案一階彎曲模態(tài)頻率為38.5Hz，優(yōu)化方案一階彎曲模態(tài)頻率為39Hz，模態(tài)頻率得到提升改善;

X/Y/Z三向施加1g頻率響應(yīng)載荷工況下，基礎(chǔ)方案X向工況下，管梁固定安裝支架最大應(yīng)力為289MPa，Y向工況下，支架最大應(yīng)力為149MPa，Z向工況下，支架最大應(yīng)力為192MPa，而優(yōu)化方案應(yīng)力下降改善比都在5.5%以上，且解決了基礎(chǔ)車儀表板NVH異響問題。

參考文獻(xiàn)

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[3] 袁余星.某商用車儀表板橫梁模態(tài)和靜剛度分析[J].機(jī)械設(shè)計與制造，2016（11）：37-40.

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