商用車儀表板橫梁模態(tài)分析與驗證

劉向東

（上汽集團商用車技術中心，上海 200438）

汽車儀表板橫梁總成在車身、儀表板系統(tǒng)和轉向系統(tǒng)之間占據(jù)了非常重要的地位，它對于駕駛室內的NVH有著重要影響。目前，國內各大主機廠對于方向盤模態(tài)的研究主要是以總成為研究對象[1,2]，如以方向盤、轉向管柱、儀表板橫梁、白車身為研究對象，或者在此基礎上增加儀表板、空調零件為研究對象。此方法研究需要涉及很多零件，而儀表板橫梁作為整車開發(fā)的架構件，開發(fā)處于靠前的階段。如果等到所有零件都設計完畢后再進行整車方向盤模態(tài)的研究，一旦方向盤模態(tài)較差，那么儀表板橫梁的設計將會有較大的變動，甚至影響架構策略。為此本文提出了針對儀表板橫梁子零件的模態(tài)分析方法以及試驗驗證方法。通過對比有限元分析結果與試驗結果，得出相關結論。

1 儀表板橫梁模態(tài)有限元分析

1.1 有限元分析模型建立

儀表板橫梁一般采用冷軋鋼，本文中儀表板橫梁的管梁材料選擇的是ST37-2G，其余沖壓件均采用SPCC。在仿真分析當中，材料的泊松比0.28，彈性模量取2.1 Gpa，密度取7 850 kg/m3。

1.2 邊界條件及評價標準

儀表板橫梁主、副管梁之間以及安裝支架與管梁之間均采用二氧化碳氣體保護焊，本文有限元模型中焊縫使用Rigid單元約束模擬。儀表板橫梁與白車身之間通過12個螺栓進行連接，因白車身近似看成剛形體，所以每個螺栓連接點的6個自由度均進行固定約束[3]。

1.3 目標值的確定

儀表板橫梁的模態(tài)分析最終目的是保證方向盤的振動頻率大于發(fā)動機的振動頻率，防止二者因頻率接近或者相同而出現(xiàn)方向盤抖動的情況。一般在整車系統(tǒng)下，要求方向盤的模態(tài)大于35 Hz[4]。設計前期，因儀表板橫梁上面還要裝儀表板、前空調總成、轉向管柱、電器件等，所以給儀表板橫梁零件的目標值為一階整體模態(tài)值大于100 Hz。

1.4 有限元分析結果

根據(jù)CAE分析的結果得出前8階模態(tài)，具體值如表1所示。其1階整體模態(tài)出現(xiàn)在零件的第5階固有頻率，模態(tài)值為110.36 Hz，符合目標大于100 Hz的要求。

表1 CAE結果

一階整體模態(tài)（第5階）CAE結果如圖1所示，由此圖可以看出，儀表板橫梁的主管梁、副管梁以及兩個支撐立柱首次同時出現(xiàn)振動情況。

2 儀表板橫梁模態(tài)物理試驗分析

2.1 試驗設備及測試方法

物理試驗使用的設備為振動試驗臺，采用掃頻的方式來確定儀表板橫梁的固有頻率。儀表板橫梁要求固定在模擬車身的剛性支架上。振動條件為：試驗加速度為1g，掃 頻頻率范圍25-150 Hz，掃頻速率為 1 oct/min。為避免出現(xiàn)偶然性，試驗采用 3套儀表板橫梁工裝樣件。

2.2 剛性支架的制作

剛性支架必須能夠模擬車身的安裝點，為儀表板橫梁提供可靠的固定。為使剛性支架不對儀表板橫梁的試驗結果造成影響，一般會要求剛性支架自身模態(tài)高于掃頻頻率范圍（一階模態(tài)大于150 Hz），為了支架更加接近完全剛性狀態(tài)，本試驗所使用的支架一階模態(tài)值達到220 Hz。

需要強調一下，剛性支架的設計必須考慮其自身的模態(tài)值，一階模態(tài)值越高越接近剛性。如果剛性支架自身模態(tài)低于儀表板橫梁的模態(tài)值，那么會對測得結果造成影響，因此試驗前必須對剛性支架自身模態(tài)進行分析與驗證。作者本人曾經(jīng)因剛性支架不符合要求而試驗失敗。

2.3 傳感器的選點

因本試驗要測試儀表板橫梁總成的一階整體模態(tài)值，整體模態(tài)我們關注的是主管梁、副管梁，因此我們選擇 3個測點，分別為主管梁上Point2，副管梁上Point3，中下部支架上Point 1，具體位置如圖2所示:

2.4 判定要求

儀表板橫梁一階整體模態(tài)固有頻率 ≧100 Hz。

2.5 試驗結果

針對隨機選擇的 3個儀表板橫梁工裝樣件，分別固定在振動試驗臺上的剛性支架上面進行掃頻試驗，具體結果如表2所示：

表2 試驗模態(tài)值

掃頻曲線圖（樣件1）趨 勢如圖3所示：前4階頻率每個測點的振動趨勢均不相同，當出現(xiàn)第5階頻率時，每個測點加速度均出現(xiàn)峰值，此時對應的振動試驗臺掃頻頻率為108 z，即一階整體模態(tài)值為108 Hz。

3 CCB模態(tài)CAE分析與試驗結果對比分析

由CAE模態(tài)云圖可以看出，第一至第四階模態(tài)均為單獨小支架的局部模態(tài)，第五階模態(tài)時出現(xiàn)CCB整體模態(tài)。由物理試驗掃頻結果可以看出，到第五階模態(tài)時，三條掃頻曲線同時出現(xiàn)波峰，說明是第一階整體模態(tài)。通過對比可以看出，物理試驗得出一階整體模態(tài)值與CAE分析結果稍有不同，但是趨勢基本一致。

物理試驗得出的結果（106 Hz-108 Hz）-比CAE結果（110 Hz）低了2-4 Hz，經(jīng)過分析，原因主要有以下幾個方面：第一，CAE分析的邊界條件與物理試驗邊界條件存在一定的差距，CAE分析過程認為安裝點是完全剛性的[5]，而物理試驗使用的固定工裝雖然剛性很強，但是畢竟達不到完全剛性。第二，儀表板橫梁樣件與有限元模型之間存在差異，有限元模型里面賦予零件的材料密度、厚度都是均勻的，而樣件因沖壓工藝的問題，材料的密度、厚度可能有好多地方都是不均勻的。第三，樣件的焊縫長度以及焊接質量都存在誤差，而有限元分析過程認為支架之間的焊接都是存剛性連接。當然，物理試驗結果與有限元分析結果存在一定的公差也屬正常，找到這個差值對于前期設計可以起到指導性作用。

4 結語

本文提出了對于儀表板橫梁子系統(tǒng)零件的模態(tài)分析方法，探索并總結了儀表板橫梁模態(tài)物理試驗方法。通過對某款商用車的儀表板橫梁進行模態(tài)的有限元分析以及后續(xù)樣件的物理試驗驗證，證實了 CAE結果與物理試驗結果的可靠性。通過對比物理試驗與 CAE分析結果，得到了二者的差值。本文對于汽車儀表板橫梁總成前期設計時模態(tài)CAE目標值的確定及單獨子系統(tǒng)零件模態(tài)試驗方法的探索與研究，可以使儀表板橫梁設計更加合理、避免后期出現(xiàn)較大的工程更改，對于其他車型儀表板橫梁的開發(fā)具有一定的指導意義。

[1]王希珂.基于NVH 的轉向及儀表板振動特性研究[D].燕山大學,2013.

[2]呼華斌,徐有忠等.儀表板總成模態(tài)分析[A].第五屆中國CAE工程分析技術年會論文集[C],2009.

[3]王巖.某商用車儀表板總成模態(tài)分析及其優(yōu)化[J].輕型汽車技術.2011:16-19.

[4]周 方明,顏益,蘇晨,池金波.基于ANSYS 的汽車儀表板橫梁焊接支架模態(tài)分析[J].武 漢科技大學學報,2012:219-221 .

[5]張 洪信.有限元基礎理論與ANSYS 應用.機械工業(yè)出版社,2010.9.