汽車儀表板有限元建模及摩擦異響研究

俞云云，李琦，崔世海，霍俊炎

（1.天津科技大學機械工程學院，天津 300457；2.中國汽車技術研究中心，天津 300399）

前言

異響是汽車 NVH問題的重要組成部分，是指在外力作用下部件表面誘發出的聲音，主要分為尖叫異響（squeak）和敲擊異響（rattle），其性能的優劣直接對汽車質量產生影響。兩部件接觸表面因黏滑運動產生摩擦導致的噪聲，稱為尖叫異響。部件因松動或過于柔軟產生碰撞導致的噪聲，稱為敲擊異響；異響的產生與部件之間相對位移有關。文獻[1]基于試驗和模態分析對背門異響產生原因進行分析并優化；文獻[2]講述儀表板異響的原因、位置的理論知識；文獻[3]在試驗的基礎上驗證儀表板的異響發生位置；文獻[4]介紹了基于試驗的汽車內飾件產生異響的排查方法及設計優化方案；文獻[5]介紹了汽車車門系統的異響控制研究；文獻[6]基于白車身介紹異響的產生原因及解決思路；文獻[7]通過聲學分析獲取乘用車車門異響產生的部位，并應用拓撲優化方法進行優化設計；文獻[8]以儀表板為依托介紹異響CAE仿真技術的機理和發展；現有的研究對汽車異響產生原因的分析及試驗提供了良好的指導和借鑒作用，但現有汽車異響的分析大多基于試驗；本文應用 Hypermesh對儀表板進行建模，基于Hyperworks的SNRD模塊對主副儀表板進行異響分析，找出儀表板易發生尖叫異響的部位，并判斷出相對位移貢獻量最大的模態，為后期仿真和試驗優化提供參考。

1 儀表板有限元建模

1.1 儀表板的網格劃分

基于某款汽車儀表板的CATIA模型進行網格劃分，將儀表板CATIA模型導入Hypermesh中進行前處理，首先進行幾何清理，清理完成后劃分網格，儀表板主要采用二維殼單元劃分，應用batchmesh進行批處理，網格基本尺寸大小為3mm，儀表板總成共劃分單元1384354個，單元節點數1374685個，如圖1所示為儀表板的有限元模型，對儀表板模型的網格質量進行檢查，采用的網格質量檢查標準如表1所示，結果顯示網格質量合格，滿足仿真和分析要求。

圖1 儀表板有限元模型

表1 網格質量標準

1.2 儀表板的搭建

圖2 儀表板邊界條件

汽車的儀表板是一個裝配的整體，各個零部件之間需要以某種方式連接起來，儀表板中的連接基本分為螺栓連接、卡扣連接，螺栓連接采用RBE2剛性連接，卡扣采用RBE3和CBUSH單元結合的方式，卡扣的剛度由試驗測得；然后進行定義材料、賦予屬性，儀表板多為塑料件（材料為 PC、ABS等工程塑料），部分材料為鋼，對于儀表板摩擦異響分析只需要設置楊氏模量E、密度RHO和泊松比NU；設置儀表板的邊界條件，如圖2所示，將儀表板與車身連接位置設置約束，約束儀表板六個方向的自由度。

2 儀表板摩擦異響分析

2.1 儀表板模型導入

本文主要基于ALTAIR公司的SNRD模塊研究某款汽車儀表板可能發生摩擦異響的部分，打開SNRD模塊之前先準備模型、材料摩擦特性和 DTS文件，DTS文件包含模型中組件之間的制造公差，通常由 CAD設計人員提供。依據已有的DTS表格和材料摩擦特性表格的csv文件，打開SNRD模塊導入模型、材料摩擦特性文件和DTS文件，如圖3所示，材料摩擦特性如表2所示，材料的摩擦特性通過試驗得到。

圖3 導入模型

表2 材料摩擦特性

2.2 摩擦異響分析流程

導入模型后先創建E-Line線，本文中主要針對的邊界為儀表板骨架與組合儀表罩遮蔽蓋板（E-Line名記為A74）、副儀表板后部亮條與副儀表板左側蓋板（E-Line名記為A33）、副儀表板左側蓋板與副儀表板后蓋板（E-Line名記為A35）以及副儀表板左側包覆飾板與肘靠亮條（E-Line名記為A65）處的尖叫異響進行分析，目標邊界相連的兩個部件分別設置為Master（主面）和Slave（從面）；Eline由Master和Slave上的若干對連接點組成，每對點之間用CBUSH單元連接，是在評估線的每個點處創建局部坐標系以及其正確的方向，確保界面處相對位移的一致測量。通過使用間隙方向實現本地系統的正確定向；接著進行材料映射，材料映射是為了將粘滑試驗結果分配給E-Line，然后將其用于E-Line的后處理以進行異響評估。計算工況設置為模態瞬態分析，模態瞬態分析的頻率范圍為0-80Hz；加載點的設置根據實際工況創建多點多向激勵，如圖4所示；輸入在大鵝卵石路公況下的路譜激勵信號，與相應激勵點 X、Y、Z方向一一對應，創建并組合瞬態負載；接著為模型中存在的動態載荷定義瞬態時間步長，保證時間步數乘以步長小于路譜采集的時間，輸出因子選擇 1，表示每步均有結果輸出；輸入模態阻尼屬性，設置輸出類型和節點/節點集以獲取節點負載輸出；最后選擇要用于分析的模擬參數，直接選用Hypermesh自帶的求解器optistuct進行求解。

圖4 路譜激勵

3 結果分析

將計算結果文件導入 Hyperview中查看計算結果并分析，采用Max Principal P2P方法進行分析，即計算每組連接點在XY面上的相對移動軌跡，在相對移動集中的方向建立主軸，相對位移集中的一段即為Max Principal P2P，主軸垂直方向上即為Min Principal P2P，即統計圖中綠色線的最大值。計算和統計結果分別如圖5和表3所示。

圖5 分析結果

表3 結果統計

從材料對摩擦試驗中可以得到摩擦特性參數。在異響分析中，兩邊界的相對位移值在最大值和最小值之間，太小的相對位移對沒有實際意義，因此分析時只取較大的一部分相對位移值，一般取10%—30%，本文取30%的最大值。圖5中最后一張圖對應著的三種顏色，藍色和綠色代表沒有尖叫異響危險，即相對位移值小于摩擦特性參數；黃色代表有輕微的尖叫異響危險，即相對位移值在摩擦特性參數間；紅色代表有嚴重的尖叫異響危險，即相對位移值大于摩擦特性參數。由表3可以看出A74、A33、A65處有輕微的尖叫異響危險，即儀表板骨架與組合儀表罩遮蔽蓋板、副儀表板后部亮條與副儀表板左側蓋板和副儀表板左側包覆飾板與肘靠亮條之間存在摩擦異響的風險。針對這三處找出模態貢獻量最大的模態，如圖6所示。

圖6 模態貢獻量

從圖6中可以看出A74、A33、A65處的相對位移貢獻量最大的模態分別為13.5Hz、24.0 Hz、30.8 Hz，可以通過查看在該模態下的儀表板振型，并提出結構改進進行優化。

4 結論

對某款汽車主副儀表板進行建模，并基于SNRD模塊對儀表板進行尖叫異響分析，判斷出易發生尖叫異響的部位并找出相對位移貢獻量最大的模態，為試驗和優化提供參考。