卡扣連接性能與儀表板可靠性關系分析

劉保公，錢銀超，劉向征，譚東升

（廣州汽車集團股份有限公司汽車工程研究院，廣東 廣州 511400）

目前，汽車市場消費者對汽車舒適性要求越來越高，其中汽車噪聲、振動與聲振粗糙度（Noise, Vibration, Harshness, NVH）性能是衡量汽車舒適性能的重要指標之一。據統計，汽車異響問題中儀表板系統異響問題占比較大，因此，汽車內飾異響問題在車型開發中被重視的程度越來越高，并且更多實踐表明在車型研發初期針對異響問題的研究更有助于避免異響的風險。

研究表明，車身異響的分類大概分為摩擦異響、共振異響、敲擊異響。本文主要研究由于儀表板內部結構連接性能不足造成的共振異響及敲擊異響。其中用到的仿真分析方法為間接法，包括模態分析、速度傳遞函數（Velocity Transfer Function, VTF）和噪聲異響（Squeak&Rattle, SR）分析，并結合實際模態試驗驗證了分析模型的準確性，并根據分析結果有針對性的進行結構優化設計。

針對內飾異響的前期預測工作，國內外進行了大量的研究工作，其中JENS W 提出了利用仿真分析的方法，通過對比零部件間的相對位移與尺寸技術規范（Dimensional Technical Specification, DTS）的關系來預測異響的方法[1]；中汽研王亞超等[2]針對儀表板結構通過建立E-Line模型根據零部件間位移的變化有效判斷出了異響的風險及邊界位置；尹建偉等[3]利用ANSA軟件在項目前期對儀表板進行異響分析預測；朱翔麟、張華等[4]利用降低卡扣處VTF速度響應的方法以期降低儀表板發生異響的風險，但未論證卡扣剛度是否合理，未考慮不同部件間敲擊異響的風險。

本文分別進行了儀表板模態性能、VTF性能分析及SR性能分析，在進行有限元分析之前通過進行不同形式卡扣動靜剛度試驗，得到較為合理的剛度值，輸入到儀表板基礎仿真模型中，得到真實的儀表板模態分析結果，然后對儀表板進行搭載在整車上的模態試驗，最后對比仿真分析值及試驗值，驗證了分析模型的準確性；并通過研究振動和噪聲的基礎，尋求儀表板異響與卡扣連接性能之間的關系。

1 異響機理分析

根據振動和噪聲的基礎原理[5]，板結構振動的動力學方程：

式中，F為外界激勵。

薄板動力學方程如式（2）所示：

式中，ρ為密度；u為位移；q為表面載荷；D0為彎曲剛度，μ為泊松比；E為楊氏模量。

根據圖1所示薄板受力模型輸入邊界條件及振型函數，由式（2）可以得出系統固有頻率為

圖1 薄板力學分析模型

式中，i,j分別為沿著x和y方向的模態數，i,j= 1,2,3,…；a、b、h分別為薄板結構長、寬、高。

根據解析，可以看出，板的固有頻率和板的剛度、板的幾何尺寸、材料密度和模量等設計參數都有關系。

板的聲輻射能量主要取決于板的振動速度。可以通過速度對輸入力的傳遞函數，來得到板的振動控制方法。傳遞函數指輸出響應和輸入響應的比值。速度對激勵的傳遞函數可表征為

加速度對激勵的傳遞函數可表征為

由式（4）可以得出傳遞函數的幅值為

經過以上振動分析，可以得出板結構振動幅值和板的整體剛度有關，因此，可以通過控制板的剛度，避免板的共振和聲腔共振現象。

2 卡扣性能試驗及儀表板模態分析

由振動和噪聲基礎原理可推斷出研究儀表板整體剛度性能對異響管控有很大幫助，雷恒、郭鵬程等[6]的研究表明，卡扣設計參數對內飾板結構連接性能影響較大，易造成內飾板抖動異響等問題，卡扣設計參數與卡扣連接剛度密不可分，可知卡扣連接剛度對儀表板整體性能貢獻較大，當汽車受到路面激勵時，儀表板內部卡接部位易發生相對位移，且一旦汽車受外界激勵及溫度載荷產生耐久疲勞后發生松動極易發生摩擦或敲擊異響，因此，對卡扣連接性能的研究至關重要。

圖2 雙側卡扣

本文以儀表板常用的幾種卡扣為研究對象，如圖3所示，結合試驗與仿真對卡扣單品性能進行了細致研究。

圖3 圓形卡扣

2.1 不同卡扣類型的動剛度試驗

對以上幾種常用卡扣進行動剛度試驗，將卡扣安裝在工裝夾具上，并將工裝夾具用螺栓固定在圖4所示的試驗設備中，在1 Hz～100 Hz頻率范圍進行激勵，激振幅值為1 mm，每種類型的卡扣分別做三次試驗。

圖4 卡扣工裝夾具及試驗設備

試驗完成后將所得數據處理成頻率與剛度之間的關系，其中一條動剛度曲線如圖5所示。

圖5 卡扣動剛度曲線

2.2 儀表板模態性能CAE分析及試驗

為有效控制異響問題、提升優化效果并節約成本，利用計算機輔助工程（Computer Aided Engineering, CAE）分析技術在設計初期階段有效識別異響并改善顯得至關重要[8]。本論文根據試驗測得卡扣剛度性能，建立儀表板模態、VTF分析及SR分析模型，賦予儀表板結構中卡扣的X/Y/Z三向剛度，其中卡扣建模如圖6所示。

圖6 卡扣模擬方式

將卡扣實測動剛度的平均值賦予到BUSH單元后，計算儀表板系統模態，并同步針對實車進行模態試驗，如圖7所示。

圖7 儀表板模態分析及試驗

對比某車型儀表板模態CAE分析結果與試驗所測結果，可得儀表板整體模態結果對比如表1所示。

表1 儀表板模態仿真與試驗結果對比

由上表可以看出，儀表板整體模態仿真分析結果與試驗結果相當，約為33.4 Hz，接近目標值35 Hz。對比結果可以驗證卡扣建模方式以及所用卡扣剛度的準確性，為后續儀表板結構性能及異響性能分析做鋪墊。

3 儀表板異響分析及優化

在較為合理的儀表板模型的基礎上對儀表板系統進行異響性能分析及風險預測，并針對前期風險項進行結構優化。

3.1 儀表板VTF性能分析

將儀表板系統按照裝車約束將儀表板（Instru- ment Panel, IP）連接在車身（Trimmed Body, TB）上，TB模型由白車身、開閉件、全身玻璃、前后副車架、座椅、轉向系統以及裝飾件質量點等組成，輸出模型模態頻率為0 Hz～200 Hz，施加單位激勵載荷1 N，激振頻率為0 Hz～80 Hz，激勵點為TrimBody車身左前、右前懸減振器車身接附點及左后、右后懸減振器車身接附點，如圖8所示。

圖8 儀表板VTF計算模型

通過整車傳遞函數分析，可以得出儀表板不同部位卡扣連接位置的X/Y/Z三個方向的速度響應，找出其中最大的響應位置并進行標注，如圖9所示。

圖9 儀表板駕駛側蓋板VTF分析結果

其中，設定卡扣連接位置速度響應的目標值為0.4 (mm/s)/N，超出該目標值的位置即認為是異響高風險區域，需進行相應的結構優化，經驗算，所選取響應位置結果均滿足要求。

3.2 儀表板SR性能分析

對儀表板系統進行Rattle性能分析，預測儀表板系統不同部件之間在不同路面激勵下產生敲擊異響的風險[9]。

其中激勵頻率為0 Hz～80 Hz；激勵點為車身減震器安裝點；激勵信號為不同路面采集的路譜，如圖10所示。

圖10 激勵信號

如圖11所示，選取IP表面部件間間隙為測量值，以不同部件間DTS為目標要求，進行IP邊界的異響風險評估，分析結果如表2所示。

圖11 IP部分間隙選點位置

表2 IP各邊界異響風險評估結果匯總表

舉例說明，針對IP35位置風險高的問題，進行針對性局部加強，如圖12所示，在較弱位置增加限位筋，增加整體結構剛性，優化后IP35位置相對位移為0.11 mm，滿足要求。

圖12 局部優化方案

4 結論

通過以上分析對比，本文在進行完儀表板異響相關性能分析后得到以下結論：

1）儀表板內部卡扣連接件性能對儀表板整體性能影響較大，需通過試驗方法確切測量出具體卡扣的三向剛度；

2）儀表板局部結構剛性不足，產生異響的風險較大，故在設計之初為了規避異響問題需要關注結構剛度性能；

3）儀表板模態、VTF及SR性能分析對異響風險的前期預測提供了理論依據，并會給出合理的結構優化建議。