汽车仪表板模态分析及结构优化

李国城，邓涛，卢任之（重庆交通大学机电与车辆工程学院，重庆 400074）



汽车仪表板模态分析及结构优化

李国城，邓涛，卢任之
（重庆交通大学机电与车辆工程学院，重庆 400074）

摘要：文章通过HyperMesh软件建立了某车型仪表板和安装管梁有限元模型，运用NASTRAN软件计算了仪表板和安装管梁的模态频率，得到了各阶模态振型。结果表明，仪表板中部区域的一阶模态频率与发动机怠速激励频率接近，容易产生怠速共振现象。根据模态分析结果，提出了改进方案，增加了仪表板管梁与中通的连接支架的厚度，最后验证了改进后的结构设计能够有效的避免仪表板怠速共振。

关键词：仪表板；结构优化；模态分析；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

伴随着汽车安全性、动力性的提升，消费者对汽车舒适性也有了更高的要求，其中，汽车的NVH（Noise、Vibration、Harshness）表现是表征汽车舒适性一个重要特性。仪表板作为汽车内饰的重要组成部分，其NVH特性对乘员舒适性有着重要的影响[1-2]。仪表板因造型要求结构比较复杂，是大型板壳件，面积大，刚度低，又有很多功能件通过卡扣安装在仪表板上，容易受到外界激励而产生振动噪声[3]。因此，设计过程中需要对仪表板结构进行不断优化，调整局部或整体的模态频率，而通过CAE（Computer Aided Engineering）技术进行模态分析，能够在产品研发前期优化产品结构，在降低试验成本和缩短开发周期方面起到了越来越重要的作用[4]。

1、模态分析基本理论

汽车发动机运行过程中，其车身结构会受到动载荷影响而产生振动。若激励频率与系统的固有频率接近就易发生共振[5]，影响乘员的舒适性，甚至造成零部件的损坏。得到系统模态频率和模态振型的方法分为试验模态和计算模态，本文通过有限元方法得到系统的计算模态[6]。

假设系统的自由度为N，其运动微分方程为[7]：

式中M为质量矩阵；C为阻尼矩阵；K为刚度矩阵；X˙为位移对时间的二阶导数；F(t)为节点载荷矩阵；t为时间。式（1）解得的特性值和特征向量就是描述系统固有振动特性的频率和振型，在忽略阻尼和外部载荷的情况下，运动微分方程改写为：

假定式（2）的解为简谐振动形式：其中φ代表特征向量或振型，ω代表系统圆频率。令λ=ω2，并将式（3）带入式（2）可得系统的特征值方程：

该方程具有非零的唯一条件是矩阵行列式为零，即：

2、有限元模型的建立

将仪表板CAD模型导入到HyperMesh中，采用抽取CAD模型中面的方法建立了仪表板总成和仪表板安装定位管梁的有限元模型，建模方式如下：

1）综合考虑计算的准确性和计算成本的节约，对模型进行简化，删除了少量对刚度影响不大的圆角和台阶，忽略了直径小于2mm的圆孔。

2）仪表板等板壳类零件采用壳单元离散，其中以四边形单元为主，在形状复杂的过度区域使用三角形单元，以提高网格质量。管梁采用六面体单元离散，少数以四面体单元过渡。

3）仪表板总成零件的螺钉、卡扣约束通过刚性单元连接模拟[8]。约束仪表板与管梁，管梁与车身连接点的全部自由度。

4）模型各零件采用的材料参数如表1所示。

表1　模型主要材料参数

图1　仪表板和安装管梁有限元模型

最终建立的有限元模型如图1所示，该模型共有223134个节点，216799个单元。

3、模态分析及结构优化

将所建立的有限元模型导入到NASTRAN软件中，进行模态分析计算，得到了前5阶模态的频率如表2所示，前5阶的模态振型如图2-6所示。

表2　仪表板模态频率及振型

图2　仪表板中部一阶上下振动振型

图3　二阶组合仪表区域上下振动振型和手套箱区域扭转振动振型

图4　三阶仪表板整体扭动振型

图5　四阶左下侧和手套箱区域振动振型

图6　五阶左下侧区域上下振动振型

通常发动机怠速激励的频率是固定的，主要是二阶往复惯性力，与发动机转速和气缸数有关，可由式（6）计算[9]：

式中：n为发动机转速，Z为发动机气缸数，本文涉及到的发动机怠速为800转/分钟，气缸数为4，由式（6）计算得到怠速激励频率为26.7Hz。

为防止仪表板模态与发动机怠速耦合振动，保证仪表板具有良好的振动特性，通常仪表板模态频率与发动机怠速激励错开3Hz以上。从表2中的数值可以看出，一阶模态不能有效的避开发动机怠速激励，易发生仪表板怠速振动。一阶模态表现为仪表板中部区域上下振动，原因为：1该位置安装定位点不够，2现有的安装定位结构刚度不足。建议通过以下两种方案增加仪表板中部区域的刚度，以提高仪表板的整体模态频率：1将管梁与CD机的连接支架厚度由1.4mm增加到3mm。2将管梁与中通的连接支架厚度有1.6mm增加到3mm。

图7　改进位置示意图

将结构优化后的仪表板有限元模型导入NASTRAN软件进行模态分析，得到不同方案一阶模态频率如表3所示，模态振型如图8-10所示：

由表3可以清晰的看出方案2能够有效的提高仪表板一阶模态频率，并满足模态频率大于29.6Hz的要求，避免了仪表板与发动机怠速振动。

图8　原方案仪表板中部一阶上下振动振型

图9　方案1仪表板中部一阶上下振动振型

图10　方案2仪表板中部一阶上下振动振型

表3　结构优化后模态频率对比

4、结论

本文针对仪表板振动噪声问题，运用HyperMesh软件对仪表板CAD模型进行网格划分，导入到NASTRAN软件中进行模态分析。结果显示，原设计方案中，一阶整体模态频率与发动机怠速激励频率接近，易发生仪表板振动噪声。在模态分析的基础上，提出了两种结构优化方案并进行分析对比，验证了优化方案的有效性，为该产品后续的结构改进提供了依据和参考。

参考文献

[1]庞剑等编.汽车噪声与振动[M].北京:北京理工大学出版社,2006.

[2]Nefske D J.Vehicleinterior Acoustic Design Using Finite Element Methods[J].Int.J.of Vehicle Design,2007,(2):97-103.

[3]Wolfindale A，Dunne G，Walsh S J.Vehicle Noise Primary Atribute Balance[J].Applied Acoustics,2012,（73）:386-394.

[4]高云凯.汽车车身结构分析[M].北京:北京理工大学出版社,2006: 13-25.

[5]张晋西,蒋定明.汽车仪表板逆向造型与模态分析[J].重庆理工大学学报：自然科学版，2011，25(8):5-9.

[6]马永列.结构模态分析实现方法的研究[D].浙江:浙江大学,2008.

[7]刘志恩,胡雅倩,颜付伍,等.发动机排气歧管热模态分析及试验研究[J].汽车工程,2015,37（3）：359-365.

[8]杨搏,朱平,余海东,等.基于模态分析法的车身NVH结构灵敏度分析[J].中国机械工程，2008,19(3):361-364.

[9]温立志,吴文江,杜彦良.汽车仪表板及转向管柱模态分析[J].北京交通大学学报,2013,37（1）：171-176.

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

中图分类号：U463.7

文献标识码：A

文章编号：1671-7988 （2016）05-32-03

作者简介：李国城，硕士研究生，就读于重庆交通大学机电与车辆工程学院。邓涛，副教授，就职于重庆交通大学机电与车辆工程学院。卢任之，硕士研究生，就读于重庆交通大学机电与车辆工程学院。