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摘要：采用Hypermesh有限元分析軟件和Nastran求解器對汽車儀表板進行模態分析，得出前6階固有頻率及振型。結果表明，第1階固有頻率數值為21.06Hz，在目標值17～22Hz頻率范圍內，不會引起汽車怠速時共振，符合設計要求。文章所用方法對對后期儀表板的試驗和優化提供了一定參考價值。

關鍵詞：有限元分析；固有頻率；振型；共振

引言

隨著計算機科學的快速發展，在現代車企中CAE技術的應用也越來越廣泛。汽車儀表板作為汽車內飾件中關鍵的結構件之一，其舒適性與安全性尤為重要。儀表板作為大型板件結構件，其內部構造十分復雜，同時又有很多功能件安裝在儀表板上，因此其振動噪聲很難控制。在整車開發初期，儀表板的模態指標也成為了整車NVH性能評價的重要組成部分。本文通過Hypermesh軟件對儀表板進行建模，并計算其模態的低階振型及頻率，判斷其是否符合設計要求，為整車試驗設計及優化提供理論依據。

1模態分析理論基礎

在汽車行駛過程中，車身結構部件會受到動載荷的影響而引起振動。當激勵頻率與結構部件的固有頻率接近時就會產生共振現象，影響整車的NVH性能[1]。計算模態頻率的方法分為仿真模態和試驗模態，本文主要利用CAE方法計算仿真模態[2]。當系統自由度為N時，運動微分方程為：MX咬+CX觶+KX=F（t）（1）式中M表示質量矩陣；C表示阻尼矩陣；K表示剛度矩陣；X咬、X觶、X分別表示加速度、速度和位移向量；F（t）表示節點載荷矩陣。上式求得特征值和特征向量與系統描述固有振動特性的頻率和振型相對應，在不考慮阻尼和外部載荷情況下，運動微分方程改寫為[3]：MX咬+KX=0（2）假設式（2）中解的形式為簡諧振動：X=準sinωt（3）式中準表示特征向量或振型；ω表示系統圓頻率。當λ=ω2時，將（3）式帶入（2）式中得到系統的特征值方程：（K-λM）準=0（4）（4）式具有非零解的唯一條件為矩陣行列式為零，即：|K-λM|=0（5）將（5）式展開可求出N個根λ1，λ2...λn，求得的平方根ω1，ω2...ωn為系統中1，2...N的固有頻率，與λ1，λ2...λn相對應的特征向量就是該系統的振動向量。

2有限元模型建立

將儀表板三維模型導入Hypermesh軟件中，首先對模型進行幾何清理，去除多余的圓角、倒角并補齊部分缺失面，并對其進行質量檢查[4]。對處理好的模型進行網格劃分，整體結構采用片體單元模擬，網格尺寸為5mm×5mm，螺栓連接采用rigid單元模擬，各結構組件之間焊縫用seam單元模擬，由于儀表板上內飾件的幾何形狀對其一階整體模態影響不大[5]，因此將各內飾件都簡化為在其質心上的質量塊，這種方法在簡化模型的同時也能縮短建模時間，可以保證建立的有限元模型與試驗樣車保持一致。儀表板分析模型單元數82613，節點數63981。儀表板Catia數模如圖1所示，儀表板有限元模型如圖2所示，儀表板中所用材料屬性參數如表1所示。

3儀表板模態分析

儀表板主要激勵源包括路面激勵和發動機怠速激勵。路面對車輛的激勵頻率一般在15Hz以下，而發動機怠速頻率在接近27Hz。依據行業標準，儀表板總成的一階模態設計目標值應處于17Hz～22Hz以同時避開發動機怠速頻率和路面激勵頻率。將輸出的*.bdf模型文件導入Nas－tran求解器進行求解，輸出*.op2結果文件，運用HyperView后處理軟件查看儀表板模態振型及頻率，對儀表板的模態分析一般只需分析前6階，表2為前6階固有頻率及振型，圖3、圖4為儀表板總成前2階模態分析結果云圖。由上述計算結果可知：儀表板1階固有頻率21.06Hz，在目標值17～22Hz頻率范圍內，不會引起汽車怠速時共振，符合設計要求。

4結論

在汽車前期開發過程中，對儀表板進行CAE仿真分析計算出各階模態，比較第1階模態是否符合設計要求。此方法為汽車后續試驗以及優化改進提供一定的依據和參考，節約了開發成本，提高了設計效率。

參考文獻：

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[2]王巖.某商用車儀表板總成模態分析及優化設計[J].輕型汽車技術，2011（Z4）：16-19.

[3]李國城，鄧濤，盧任之.汽車儀表板模態分析及結構優化[J].汽車實用技術，2016（05）：32-34.

[4]龔運息，林志立.一款新乘用車儀表板本體的剛度分析與改進[J].制造業自動化，2015，37（06）：36-38.

[5]袁余星，鄭松林，李應軍，等.某商用車儀表板橫梁模態和靜剛度分析[J].機械設計與制造，2016（05）：75-78.

作者：邢建 高志彬 陳守佳 蔣紅敏 郝大亮 單位：青島理工大學