商用車儀表板橫梁模態分析與驗證

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、儀表板系統和轉向系統之間占據了非常重要的地位，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的架構件，開發處于靠前的階段。如果等到所有零件都設計完畢后再進行整車方向盤模態的研究，一旦方向盤模態較差，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

儀表板橫梁的模態分析最終目的是保證方向盤的振動頻率大于發動機的振動頻率，防止二者因頻率接近或者相同而出現方向盤抖動的情況。一般在整車系統下，要求方向盤的模態大于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值大于100 Hz。

1.4 有限元分析結果

根據CAE分析的結果得出前8階模態，具體值如表1所示。其1階整體模態出現在零件的第5階固有頻率，模態值為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（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振動情況。

2 儀表板橫梁模態物理試驗分析

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高于掃頻頻率范圍（一階模態大于150 Hz），為了支架更加接近完全剛性狀態，本試驗所使用的支架一階模態值達到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值，一階模態值越高越接近剛性。如果剛性支架自身模態低于儀表板橫梁的模態值，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進行分析與驗證。作者本人曾經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值，整體模態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，當出現第5階頻率時，每個測點加速度均出現峰值，此時對應的振動試驗臺掃頻頻率為108 z，即一階整體模態值為108 Hz。

3 CCB模態CAE分析與試驗結果對比分析

由CAE模態云圖可以看出，第一至第四階模態均為單獨小支架的局部模態，第五階模態時出現CCB整體模態。由物理試驗掃頻結果可以看出，到第五階模態時，三條掃頻曲線同時出現波峰，說明是第一階整體模態。通過對比可以看出，物理試驗得出一階整體模態值與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零件的模態分析方法，探索并總結了儀表板橫梁模態物理試驗方法。通過對某款商用車的儀表板橫梁進行模態的有限元分析以及后續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CAE目標值的確定及單獨子系統零件模態試驗方法的探索與研究，可以使儀表板橫梁設計更加合理、避免后期出現較大的工程更改，對于其他車型儀表板橫梁的開發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分析及其優化[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.機械工業出版社,2010.9.