麥云飛，劉 威

（上海理工大學(xué) 機械工程學(xué)院，上海 200093）

0 引言

儀表板側(cè)蓋板被安裝在儀表板總成的左、右兩側(cè)，即左端蓋和右端蓋，起著美觀和保護儀表板內(nèi)部結(jié)構(gòu)的作用。儀表板側(cè)蓋板與儀表板本體、膝部護墊總成通過卡扣連接在一起，某汽車在實際駕駛一段時間后，由于儀表板側(cè)蓋板的振動過大，卡扣連接處振動也很大，導(dǎo)致卡扣連接部位異常磨損，使得汽車在高速行駛過程中出現(xiàn)“異響”。針對上述儀表板側(cè)蓋板卡扣連接部位異常磨損并產(chǎn)生“異響”的現(xiàn)象，本文采用CAE模態(tài)和剛度分析方法優(yōu)化儀表板側(cè)蓋板的結(jié)構(gòu)，以此來解決故障。

1 儀表板側(cè)蓋板的剛度分析

1.1 儀表板側(cè)蓋板結(jié)構(gòu)現(xiàn)狀

儀表板側(cè)蓋板的材料一般為PP，它在汽車中的位置如圖1所示。儀表板側(cè)蓋板卡扣結(jié)構(gòu)如圖2所示，在儀表板側(cè)蓋板上分布有4個卡扣，儀表板側(cè)蓋板上的卡扣1、卡扣2和儀表板本體卡結(jié)在一起，儀表板側(cè)蓋板上的卡扣3、卡扣4和膝蓋護墊總成卡結(jié)在一起。

圖1 儀表板側(cè)蓋板及周邊零件

1.2 儀表板側(cè)蓋板結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計

自由振動系統(tǒng)獲得一次外加載荷以后，其所獲得的動能為：

其中：v為振動速度；m為系統(tǒng)的質(zhì)量；ω0為系統(tǒng)的角速度；A為最大振幅；f0為系統(tǒng)的固有頻率。當(dāng)外加載荷對系統(tǒng)施加的動能一定時，A與f0成反比，因此當(dāng)固有頻率f0增大時，振幅A就減小，提高固有頻率可以減小系統(tǒng)的自由振動［1］。從具體結(jié)構(gòu)分析，儀表板側(cè)蓋板卡扣連接部位產(chǎn)生“異響”的主要原因是儀表板側(cè)蓋板振動大，卡扣連接處振動也很大，卡扣連接部位異常磨損。根據(jù)式（1），為減小儀表板側(cè)蓋板的振幅，我們要盡量提高儀表板側(cè)蓋板的固有頻率和剛度［2］。本文在不增加儀表板側(cè)蓋板厚度的基礎(chǔ)上，擬定了以下兩種改進方案，并且與不加任何改進的原方案進行比較，從而確定最優(yōu)方案。

方案一：在儀表板側(cè)蓋板的內(nèi)側(cè)加蜂窩結(jié)構(gòu)，也就是我們常見的連續(xù)正六邊形結(jié)構(gòu)，如圖3所示。蜂窩上表面離儀表板側(cè)蓋板距離為5mm，蜂窩的厚度為1.4mm，正六邊形的邊長為10mm。

方案二：在儀表板側(cè)蓋板的內(nèi)側(cè)加加強筋結(jié)構(gòu)，其結(jié)構(gòu)如圖4所示。加強筋上表面離儀表板側(cè)蓋板距離為5mm，加強筋的厚度同樣為1.4mm，并且保證所有加強筋的體積與儀表板側(cè)蓋板的體積之和相同。

1.3 對儀表板側(cè)蓋板的剛度進行有限元仿真分析

1.3.1 有限元模型

ANSYS Workbench軟件是以有限元分析為基礎(chǔ)的通用CAE軟件［3］，對改進后兩種方案的結(jié)構(gòu)和改進前原結(jié)構(gòu)分別用ANSYS Workbench進行CAE分析。將簡化后的3種儀表板側(cè)蓋板模型導(dǎo)入到ANSYS Workbench中，對3種結(jié)構(gòu)分別進行有限元分析。由ANSYS Workbench自動劃分網(wǎng)格，網(wǎng)格單元采用C3D10二階四面體單元。

1.3.2 材料特性

PP材料的特性參數(shù)見表1。

圖2 儀表板側(cè)蓋板卡扣結(jié)構(gòu)

圖3 蜂窩式儀表板側(cè)蓋板

圖4 加強筋式儀表板側(cè)蓋板

表1 PP材料的特性參數(shù)

1.3.3 定義邊界條件和添加載荷

如圖5所示，儀表板側(cè)蓋板通過4個卡扣與儀表板的其他零件連接在一起，因此約束位置設(shè)在端蓋與儀表板本體、膝部護板總成的連接面上。根據(jù)以往的設(shè)計經(jīng)驗，選取端蓋面上的點為加載點，方向為垂直于儀表板側(cè)蓋板表面，大小為200N，如圖6所示。要求儀表板側(cè)蓋板在承受200N載荷的拉力作用下，加載點的位移不能大于25mm。同時設(shè)置參數(shù)輸出，如監(jiān)視加載點的位移、有限元模型中所有單元的應(yīng)力。

1.3.4 求解并比較結(jié)果

3種結(jié)構(gòu)下求解的極限應(yīng)力如圖7所示。

圖5 有限元模型的邊界條件

圖6 有限元模型的加載力

圖7 3種結(jié)構(gòu)儀表板側(cè)蓋板在200N載荷下的應(yīng)力云圖

3種結(jié)構(gòu)下的分析結(jié)果如表2所示。

表2 3種結(jié)構(gòu)側(cè)蓋板的剛度分析結(jié)果

由表2可知，在200N的載荷作用下，原結(jié)構(gòu)儀表板側(cè)蓋板的最大應(yīng)力為31.43MPa，加載點的位移為22.32mm，超過了PP材料的抗拉強度極限值，不滿足設(shè)計要求。而蜂窩式儀表板側(cè)蓋板與加強筋式儀表板側(cè)蓋板的最大應(yīng)力均小于30MPa，最大位移均小于20mm，滿足設(shè)計要求。蜂窩式儀表板側(cè)蓋板的最大應(yīng)力小于加強筋式儀表板側(cè)蓋板的最大應(yīng)力，并且蜂窩式儀表板側(cè)蓋板加載點的位移明顯小于加強筋式儀表板側(cè)蓋板加載點的位移。綜合以上結(jié)果得出以下結(jié)論：蜂窩式儀表板側(cè)蓋板與加強筋式儀表板側(cè)蓋板均滿足剛度要求，前者的剛度明顯優(yōu)于后者。

2 儀表板側(cè)蓋板的模態(tài)分析

模態(tài)是結(jié)構(gòu)分析中十分重要的一部分，模態(tài)分析包括結(jié)構(gòu)固有頻率和相應(yīng)振型，它是系統(tǒng)動態(tài)性能分析中最重要的一部分［4］。在模態(tài)分析中，添加材料屬性和位移約束的步驟都和剛度分析的步驟相同，但在模態(tài)分析中不需要添加載荷。

本文列出了3種結(jié)構(gòu)儀表板側(cè)蓋板的前6階模態(tài)，具體數(shù)值見表3。

從表3中可知，加強筋式儀表板側(cè)蓋板相對于原結(jié)構(gòu)的前6階固有頻率都增加了，而蜂窩式儀表板側(cè)蓋板相對于加強筋式的儀表板側(cè)蓋板的固有頻率又進一步增加了。根據(jù)公式（1）可知，在外來擾動的能量一定時，固有頻率越大，儀表板側(cè)蓋板的振幅越小，儀表板側(cè)蓋板卡扣與其他零件之間的摩擦損耗也就越小。

表3 3種結(jié)構(gòu)儀表板側(cè)蓋板的固有頻率Hz

蜂窩式儀表板側(cè)蓋板的1～6階振型如圖8所示，加強筋式儀表板側(cè)蓋板與原結(jié)構(gòu)儀表板側(cè)蓋板的振型由于篇幅所限，未予列出。比較可得，3種結(jié)構(gòu)的各階振型相差不大，說明側(cè)蓋板內(nèi)部結(jié)構(gòu)的改變對固有頻率有較大影響，但對各階振型的影響不大。

3 結(jié)語

一般而言，提高整個自由振動系統(tǒng)薄弱環(huán)節(jié)的固有頻率，可以大幅度提高系統(tǒng)的抗振性［5］。本文用ANSYS Workbench軟件對3種結(jié)構(gòu)的儀表板側(cè)蓋板進行有限元分析，結(jié)果表明蜂窩式儀表板側(cè)蓋板相對于原結(jié)構(gòu)和加強筋式結(jié)構(gòu)的前6階固有頻率都有所提高，是3種結(jié)構(gòu)中動態(tài)性能最好的。改進后的蜂窩式儀表板側(cè)蓋板經(jīng)過裝車實驗以后，剛度能夠達到使用要求，儀表板側(cè)蓋板與整個儀表板系統(tǒng)連接很緊湊，側(cè)蓋板的振幅大大減小，卡扣連接處的振幅也大大減小，卡扣連接處的磨損量也被極大地減輕。

圖8 蜂窩式儀表板側(cè)蓋板前6階振型

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