基于ANSA的某汽车仪表板异响有限元分析及优化

尹建伟　吴泽勋　甘剑飞　齐建伟　赵晶

摘 要：汽车噪声大致可以分成两类：稳态持续噪声和瞬态噪声。路面噪声、发动机噪声等都是稳态持续噪声这一类，而异响一般都属于瞬态噪声。近些年来消费者越来越重视异响噪声。文章简要介绍了一种在汽车设计前期进行的，针对仪表板异响的分析优化方案。应用ANSA软件的前处理插件，可以快速对异响风险位置建立E-line;其后处理软件META可以快速对结果进行处理，并进行原因诊断，在设计前期给出指导建议。

关键词：异响;仪表板;CAE;E-line

中图分类号：U463.83+7  文献标识码：B  文章编号：1671-7988（2020）03-126-04

前言

随着近些年来汽车工业蓬勃发展，异响作为一个汽车突出的问题越来越受到消费者的重视。据统计，内饰异响占到异响问题总数的60%以上。仪表板异响的产生主要是因为车辆在不同的路面激励和特定车速下，内饰零部件之间产生相对位移。这些异响是瞬态的，持续时间不是很长。但相对于路面噪声、发动机噪声这些持续噪声而言，异响更易受到消费者的抱怨。

仪表板异响主要包括两种类型：摩擦声和敲击声：

（1）敲击声是指有一定间隙的部件间由于相互撞击产生的噪声，又称Rattle;零部件之间的间隙不合适、刚度不足或结构松动都可能会引起部件之间的相互撞击，从而产生Rattle异响。

（2）摩擦声是指部件间在摩擦接触下滑移运动产生的噪声，又称Squeak。当两个表面发生黏滑效应时，其中一个表面会产生脉冲式的变形并储存能量，当变形突然恢复时又会脉冲式地释放能量。这种黏滑效应一旦超过材料所能承受的范围，便会产生Squeak异响。

本文利用ANSA的E-line方法，在汽车研发初期对仪表板容易发生异响的位置进行计算评估，并有针对性的进行优化，从而达到降低仪表板异响风险的目的。

1 有限元模型的建立

本文计算在实车状态下的仪表板异响。计算模型主要包括TB（内饰车身）和仪表板总成两部分，

其中仪表板总成包括主副仪表板和CCB（仪表板横梁），如图1所示。

1.1 塑料件的模拟

塑料件（包括仪表板本体、饰板、风道等），采用2D壳单元模拟。由于其厚度不一，应赋予不同的属性。

1.2 附件的模拟

仪表板上的电器附件（如组合仪表、显示屏等）本身对仪表板本体的刚度影响较小，因此可以用质量单元（mass）简化模拟，如图2所示。

1.3 连接的模拟

仪表板总成内主要是由卡扣和铆钉连接。用刚性单元Rbe2模拟连接刚度较强的铆钉;采用弹性单元Cbush模拟连接刚度稍弱的卡扣，连接刚度采用经验值（平动刚度为150N/mm）。

1.4 创建E-line

首先根据经验评估异响的风险位置，在风险位置定义节点对，这些节点对构成一条评价线，称为E-line（Evaluation Line）。E-line上节点对分别位于两个接触表面。每一个节点对都在各自沿接触表面定义一个局部坐标系，相邻部件间隙方向定义为局部坐标系Z向，相邻部件接触平面定义为局部坐标系XY平面，见图3。

E-line均按照Rbe3-Cbush-Rbe3的方式连接，但是根据异响类型的不同而有所不同：

（1）对于Rattle（敲击声），两个部件之间无接触，Cbush刚度为0;

（2）对于Squeak（摩擦声），两个部件之间有接触，Cbush平动刚度为1000N/mm。

2 载荷

2.1 载荷信息

目前有多種评价内饰异响的路面，如比利时路面、搓衣板路、钢绳路等。我们此次采用的是比利时路面40Km/h的载荷，属于比较恶劣的工况，由多体动力学模型提取，见图4。

2.2 载荷加载

在底盘的车身接附点以力的形式（时域载荷）加载（见图5），进行模态瞬态响应分析，求解频率为0-100Hz，求解步长为0.05s，求解时长为10s。

3 计算结果

3.1 计算方法

在时域载荷下所获得的节点位移响应是随机信号，因此不能用位移响应的单一峰值来进行结果评价，需根据位移响应重新定义一个统计量来进行评价：

（1）将计算所得的节点对每个时间步的相对位移按照幅值大小进行排序，选取排序后相对位移幅值最大的一定比例的时间步结果，这个比例叫做统计比例（Statistical Evaluation Parameter，简称SEP）;

（2）将统计比例内的幅值取平均，称为最大幅值平均值（Mean of the Highest Values，简称MHV）。敲击声和摩擦声的结果不是由相对位移这一随机结果进行评价，而是由MHV（单一数值的统计量）作结果的最终评价。

3.2 评价标准

3.2.1 敲击声评价标准

敲击声分析结果按照以下标准进行评价。

如果MHV<Gap-Tolerance，则无产生敲击声风险;

如果MHV>Gap-Tolerance，则有产生敲击声风险。

其中，Gap?为相邻两部件间隙，Tolerance为相邻两部件公差，见图6。

3.2.2 摩擦声评价标准

针对摩擦声分析结果，后处理时通过计算MHV30%，得出每条E-Line上XY平面内最大相对位移值Max_P2P，与材料对测试滑移位移范围数据对比，得到风险大小，见图7。

Max_P2P值与材料对滑移位移范围（如0.3-0.5）进行比较：

（1）如果Max_P2P值小于0.3，则无产生摩擦声风险;

（2）如果Max_P2P值在0.3-0.5之间，则有可能产生摩擦声;

（3）如果Max_P2P值大于0.5，则肯定产生摩擦声。

3.3 计算结果

经过计算，E-line3有产生敲击声风险，如图8所示。

通过模态贡献量诊断，第3阶模态贡献量最大，模态贡献量见图9，模态振型见图10。

4 优化方案

通过模态振型分析，发现仪表板前部上下板之间只有两个卡扣连接，连接刚度不够。在薄弱区域增加四个卡扣，经过优化，节点对相对位移大大减小，无产生敲击声风险。

优化方案见图11，红色点为原有卡扣位置，绿色点为新增卡扣位置。

5 结论

基于ANSA有限元软件，对某车型仪表板进行建模，并进行异响性能分析，针对诊断结果，对其进行优化。

（1）该异响分析采用实际路面载荷，与实车试验具有较强的相关性;

（2）该分析方法可以在设计前期对异响性能进行分析，并且有效识别风险;

（3）本文的计算方法可应用于类似的内饰件的异响分析及优化。该计算方法同样可用于车身与开闭件动态间隙的分析与优化，评价标准与内饰异响有所不同。

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