儀表板支架車身搭接結構的平臺化研究與應用

王曉蒙，劉杰昌，常光寶

(上汽通用五菱汽車股份有限公司，廣西柳州 545007)

0 引言

汽車座艙系統是汽車的重要組成部分，CCB(Cross Car Beam)在其中起重要的支撐作用，是儀表板、空調、轉向管柱等搭接的基礎，是座艙系統與車身連接的紐帶。CCB與車身的連接狀態，直接影響汽車轉向系統狀態[1]。為了使轉向系統有較好的NVH(Noise Vibration Harshness)性能，避免方向盤抖動，一般CCB和車身的連接需具有較好的剛性。轉向系統模態提升一直是國內外學者研究的熱門問題[2-3]，提升轉向系統NVH性能，多是通過優化CCB形狀和厚度以及儀表板橫梁剛度以提升模態頻率[4]，并非從CCB和車身連接的整體結構著手，且不利于輕量化。

作者以CCB車身搭接的整體結構為研究對象，結合轉向系統模態和前門鉸鏈垂直剛度仿真分析，找到了傳統結構中影響這兩項性能的關鍵因素為連接剛度不足。設計了不同固定方式下的CCB車身搭接的平臺化結構。以平臺化結構的某車型為例，通過對前門鉸鏈的垂直剛度分析以及轉向系統模態的仿真分析和試驗測試，保證了該平臺化結構對性能提升的同時，還有利于整車的輕量化。該結構已經在多種車型上應用，實現了該處連接結構的平臺化。

1 傳統CCB車身搭接結構

1.1 CCB車身搭接結構分類

根據CCB與車身的固定方向，可分為X向固定、Y向固定及混合固定。若CCB與左右前側板通過在X向打螺栓固定則稱之為X向固定；若通過Y向打螺栓固定則稱之為Y向固定；若一側為X向固定，另一側為Y向固定，則稱之為混合固定。CCB與車身的固定方向在研發前期由總布置決定。

若按CCB與車身連接數量，可以分為兩點式、三點式和四點式。兩點式CCB是指CCB與車身僅有兩處連接，即與左右前側板連接；三點式CCB是指CCB與車身有3處連接，即與左右側圍和前隔板連接；四點式CCB是指CCB與左右側圍、前隔板和前地板連接，如圖1所示。

圖1 四點式CCB結構

1.2 CCB車身搭接結構分類

1.2.1X向固定的CCB車身搭接結構

X向固定的四點式CCB與車身搭接的傳統結構見圖2，CCB與前側板搭接結構如圖3(a)所示，儀表板橫梁連接支架為開口盒形支架，CCB加強板為一結構簡單的平板，另為了保證前門上鉸鏈的剛度，在該處安裝點布置了一塊尺寸較大的加強板。

圖2 X向固定CCB與車身搭接結構

圖3 X向固定CCB與車身搭接結構

CCB與前地板搭接結構如圖3(b)所示，儀表板中間連接支架尺寸較大，儀表板橫梁下部安裝支架為整體式，中間通過兩個螺栓與地板相連。CCB加強板和前門上鉸鏈加強板為獨立的兩塊板，只能局部加強各自的連接剛度，且后者尺寸較大，不利于整車輕量化。同樣儀表板中間連接支架也不利于輕量化；由于儀表板橫梁下部安裝支架承受的力主要來自上部的拉力，螺栓布置在中間造成力臂長，不利于提升轉向系統的模態。

1.2.2Y向固定的CCB車身搭接結構

Y向固定的CCB僅前側板處的搭接結構與X向固定的CCB不同，因此僅說明該處搭接結構，其余不再贅述。CCB與前側板搭接結構如圖4所示，儀表板橫梁連接支架在安裝點處起小凸臺，CCB加強板和前門上鉸鏈加強板為分開的兩塊，此類結構缺點同上。

圖4 Y向固定CCB與車身搭接結構

2 平臺化后的CCB車身搭接結構

綜上分析，針對CCB車身搭接處的剛度不足以及加強板尺寸大的問題，設計了不同固定方式的CCB車身搭接的共性結構，使之可以應用于不同車型上，以提高設計效率。

2.1 X向固定的平臺化結構

X向固定的平臺化結構如圖5所示，其中儀表板橫梁連接支架設計為凸臺形式，可以利用空腔提升該處的連接剛度；CCB加強板和前門上鉸鏈加強板合二為一，平臺化結構為一塊“U”形板，底部與前門上鉸鏈連接，左右兩側與儀表板橫梁連接支架和前側板連接，截面圖如圖6所示。

圖5 X向固定CCB車身搭接平臺化結構

圖6 CCB加強板與前側圍內板、A柱下加強板間的截面(X向固定)

2.2 Y向固定的平臺化結構

Y向固定的CCB僅前側板處的搭接結構與X向固定的CCB不同，因此這里僅說明該處搭接結構，其余不再贅述。如圖7所示，其中儀表板橫梁連接支架在安裝點周圍起小凸臺增加連接剛度；CCB加強板和前門上鉸鏈加強板同樣合二為一，平臺化結構為一塊“Z”形板，底部與前門上鉸鏈連接，上部儀表板橫梁連接支架和前側板連接，截面圖如圖8所示。

圖7 Y向固定CCB車身搭接平臺化結構

圖8 CCB加強板與前側圍內板、A柱

3 仿真分析和試驗對比

以X向固定的四點式CCB結構為例，進行仿真與試驗的對比分析。

3.1 模態分析理論

發動機的振動通過傳動系統、排氣系統、懸置系統傳遞于轉向系統[5]。怠速時，主要激勵是二階往復慣性力[6]，與轉向系統的一階模態頻率接近，易激發轉向系統共振，激勵頻率為：

(1)

式中：n為發動機轉速；g為汽缸數；c為沖程數。

若搭載四缸四沖程發動機、怠速轉速為750～800 r/min的車型，則根據式(1)得其怠速頻率為25～26.7 Hz，為了盡可能地避免共振，要求轉向系統的一階模態頻率不得低于35 Hz。

3.2 傳統結構仿真分析與試驗

3.2.1 轉向系統模態分析

某車型傳統結構下轉向系統約束模態分析[7]模型如圖9所示，節點330 458個，單元397 081個。螺栓連接和縫焊連接均用RBE2模擬；在儀表板總成和駕駛員側安裝氣囊質心處建立質量點，用RBE3連接到對應的安裝點處。模型中所涉及的方向盤、轉向管柱等實心部件均用四面體單元模擬；儀表板橫梁等板殼件用以四邊形為主的混合單元模擬；約束截取車身斷面處節點的6個自由度。

圖9 某車型轉向系統有限元模型

圖10為該車型轉向系統模態，發現轉向系統一階模態頻率為32.0 Hz，低于設計目標值35 Hz，且一階模態振型為垂向擺動占優。圖10(c)為一階模態的應變能云圖，可知：CCB與車身搭接處的應變能累積嚴重，是轉向系統的薄弱區域，直接導致轉向系統一階模態偏低。

3.2.2 前門上鉸鏈剛度分析

前門上鉸鏈剛度分析模型如圖11所示。仿真分析顯示該處加載變形為3.38 mm，卸載變形為0.34 mm，不滿足加載變形低于3.0 mm、卸載變形低于0.5 mm的目標要求，說明該結構下的鉸鏈剛度不足。

圖11 前門上鉸鏈有限元模型與結果

3.2.3 傳統結構模態測試

利用錘擊法測試方向盤模態[8]，結果如圖12所示。

圖12 傳統結構下方向盤模態測試結果

3.3 平臺化結構仿真分析與試驗對比

應用相同的仿真分析與試驗測試方法，對平臺化結構進行分析。結果表明前門鉸鏈加載變形2.89 mm、卸載變形0.30 mm，滿足目標要求。平臺化后轉向系統模態頻率仿真值和測試值如表1所示。

表1 轉向系統模態仿真與測試結果

傳統結構和平臺化結構仿真分析和試驗結果對比如表2所示，可知：

(1)平臺化結構下的轉向系統模態和前門鉸鏈剛度仿真分析結果明顯提升，滿足目標要求，證明平臺化結構的有效性；

(2)模態試驗結果與仿真結果相對誤差均在5%內，對應的振型也均相同，證明了仿真分析的精度。

4 結束語

(1)CCB車身搭接結構剛度不足，是影響轉向系統模態和前門鉸鏈垂直剛度的關鍵因素。

(2)通過仿真對比分析和試驗測試，結果表明平臺化結構較傳統結構能有效提升轉向系統模態和前門鉸鏈剛度，進一步說明文中仿真分析與測試方法的正確性。

(3)平臺化結構既能提升連接剛度且有助于整車輕量化；已應用于多種車型上，均未出現因轉向系統模態低引起的方向盤抖動問題，驗證了該平臺化結構的有效性。

參考文獻:

[1]田佳平，遲秀穎.儀表板橫梁結構靈敏度與橫梁的振動特性分析[C]//中國汽車工程學會年會論文集，2013.

[2]KIM K W,PARK J B,LEE S J.Tire Mass Imbalance, Rolling Phase Difference,Non-uniformity Induced Force Difference,and Inflation Pressure Change Effects on Steering Wheel Vibration[C]//SAE 2005 Noise and Vibration Conference and Exhibition,2005.

[3]YU J,NUTWELL B,BRICKNER B.Analysis of Vehicle Chassis Transmissibility of Steering Shimmy and Brake Judder:System Modeling and Validation[C]//SAE Noise & Vibration Conference & Exhibition,2007:835-836.

[4]張宏亮,于仙,林華山.儀表板橫梁剛度對方向盤振動影響的研究[J].機械設計與制造，2013(1):155-157.

ZHANG H L,YU X,LIN H S.The Study on the Influence of Motormeter Beam Stiffness on Steering Wheel Vibration[J].Machinery Design & Manufacture,2013(1):155-157.

[5]龐劍，諶剛,何華．汽車噪聲與振動-理論與應用[M]．北京：北京理工大學出版社，2006．

[6]盧耀祖，周中堅.機械與汽車結構的有限元分析[M]．上海：同濟大學出版,1997．

[7]DOVSTAM K.Real Modes of Vibration and Hybrid Modal Analysis[J].Computational Mechanics,1998,21(6):493-511.

[8]沃德·海倫，斯蒂芬·拉門茲，波爾·薩斯.模態分析與試驗[M].北京:北京理工大學出版社，2007.