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王月 周建豐

（中國第一汽車股份有限公司 研發(fā)總院，長春 130000）

【摘要】輕質(zhì)材料儀表板橫梁取代鋼制儀表板橫梁已成為一種必然趨勢，鑒于鋁合金在沖壓件和擠壓件上的材料優(yōu)勢，使得鋁合金儀表板橫梁應(yīng)用更加廣泛。以某轎車鋁合金儀表板橫梁為研究對象，并和上一代車型的鋼制儀表板橫梁在質(zhì)量、模態(tài)及剛度性能方面進行對比分析。結(jié)果表明，鋁合金儀表板橫梁在不影響模態(tài)及剛度性能的前提下，輕量化率高達40%。除此之外，對其進行了振動強度性能分析，并對性能不足處進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，最終順利通過路試耐久測試。在此過程中，首次提出把儀表主體的質(zhì)量附加在儀表板蒙皮上，其余附件簡化為質(zhì)量點并按照實際安裝位置加載在質(zhì)心處的分析方法。

【關(guān)鍵詞】鋁合金，儀表板橫梁，模態(tài)，剛度，振動強度

中文分類號：U463.83  文獻標識碼：A

引言

   儀表板橫梁總成作為汽車重要的內(nèi)飾結(jié)構(gòu)件，用于支撐整個儀表板、轉(zhuǎn)向柱、空調(diào)三廂等零件，并且通過橫梁將儀表板總成固定到車身上，因此性能上要求儀表板橫梁具有足夠的剛度能承受安裝在其上零部件的負荷能力，并能抵抗一定的振動沖擊。

   目前大部分乘用車儀表板橫梁由鋼管和鈑金焊接而成，重量較重，隨著汽車輕量化要求的不斷提高，車身系統(tǒng)子零件的輕量化設(shè)計也相應(yīng)受到重視；儀表板橫梁在儀表板系統(tǒng)中重量占比較大，其輕量化設(shè)計正逐步受到關(guān)注[1]。鋁合金儀表板橫梁已經(jīng)成為橫梁輕量化的一個重要手段，也逐步進入各大主機廠的視野。

   某轎車鋼制儀表板橫梁如圖1所示，主要有主管和支架組成，該儀表板橫梁總質(zhì)量為9.32kg,在開發(fā)新一代車型時，提出減重的需求，用鋁合金儀表板橫梁代替鋼制儀表板橫梁。

圖1 某轎車鋼制儀表板橫梁

1  鋁合金材料特性

   鋁合金的密度小（約為鋼材的1/3）、有良好的鑄造性能和塑性加工性能，良好的導(dǎo)電、導(dǎo)熱性能，良好的耐蝕性和可焊性等特點。

   儀表板橫梁選用5系變形鋁合金作為沖壓件的材料；選用6系變形鋁合金作為擠壓件材料。5系合金中Mg是主要的合金元素，AL-Mg合金抗腐蝕性能強、焊接性能、成型性能良好、抗拉強度高、延伸率高、可用于形狀復(fù)雜的零件；6系合金中Mg和Si是主要的合金元素，AL-Mg-Si合金具有很高的強度、較好的塑性、優(yōu)良的耐腐蝕性能、較好的可擠壓性、可用于對剛度、強度要求較高的部位[2]。

   新開發(fā)的鋁合金儀表板橫梁如下圖2所示，其總成包括儀表板主體支架、空調(diào)三廂支架、轉(zhuǎn)向管柱支架、DSM控制器支架、DVD安裝支架、PAB支架等。其總質(zhì)量為5.32kg，相對上一代鋼制鋁合金儀表板橫梁減重4kg，輕量化率達到40%以上。 

圖2 某轎車鋁合金儀表板橫梁

2  鋼制、鋁合金儀表板橫梁模態(tài)及剛度性能對比分析

   儀表板橫梁需要有足夠的剛度來抵抗安裝在其上的附件（空調(diào)三廂、轉(zhuǎn)向管柱等）的重力及外力所帶來的變形[3]，并能抵抗一定的振動沖擊。鋁合金儀表板橫梁必須保證其模態(tài)和剛度性能滿足使用要求。

2.1  儀表板橫梁有限元模型

   使用HyperMesh有限元分析軟件對儀表板橫梁進行模態(tài)及剛度分析。首先導(dǎo)入儀表板橫梁的三維模型，對三維模型進行幾何清理，完成幾何清理后，再進行中面網(wǎng)格劃分。因為支架尺寸都偏小且特征結(jié)構(gòu)較多，采用5mm的四邊形劃分網(wǎng)格。在應(yīng)力容易集中處，為了較好地反映數(shù)據(jù)變化規(guī)律，采用比較密集的網(wǎng)格[4]。三角形單元控制在5%以內(nèi)。螺栓連接使用剛性單元模擬，焊縫采用焊縫單元模擬。鋁合金儀表板橫梁有限元模型，如圖3所示。

圖3 鋁合金儀表板橫梁有限元模型

   其中橫梁主管和轉(zhuǎn)向柱固定支架材料采用6系變形鋁合金AlMgSi0.5(6060)；其余支架采用5系變形鋁合金AlMg3(5754)。

      表1 儀表板橫梁材料表

材料參數(shù)

材料名

6060

5754

彈性模量[MPa]

70000

泊松比

0.33

密度[ton/mm3]

2.7e-9

材料屈服強度[MPa]

150

80

2.2  儀表板橫梁模態(tài)及剛度分析

   儀表板橫梁模態(tài)：模擬整車裝配狀態(tài)，考察主橫梁的一階模態(tài)。

   儀表板橫梁的剛度：轉(zhuǎn)向管柱的剛度、橫梁主管和車身的連接剛度。轉(zhuǎn)向管柱的剛度不足會影響轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的正常使用，會使轉(zhuǎn)向管柱顫動；橫梁主管和車身的連接剛度不足會使橫梁主管變形，主管承載的所有附件的功能均會受影響，而且環(huán)境件和設(shè)計位置會產(chǎn)生偏移，帶來噪聲。

   儀表板橫梁轉(zhuǎn)向管柱剛度分析邊界條件見下圖3；橫梁主管和車身的連接剛度見下圖4。

圖3 轉(zhuǎn)向管柱剛度邊界條件

圖4 主管和車身的連接剛度邊界條件

鋁合金儀表板橫梁的模態(tài)及剛度分析結(jié)果如表2所示，并與鋼制儀表板橫梁的結(jié)果進行對比。

表2  模態(tài)及剛度分析結(jié)果

工況

儀表板橫梁

鋼制

鋁合金

質(zhì)量

[kg]

9.32

5.32

主橫梁一階模態(tài)

[Hz]

113.4

135.0

轉(zhuǎn)向管柱法向剛度

位移[mm]

1.12

2.36

轉(zhuǎn)向管柱Y向剛度

位移[mm]

0.13

0.52

橫梁主管和車身的

連接剛度位移[mm]

1.18

1.41

   從表2可知，鋁合金的儀表板橫梁的主橫梁一階模態(tài)高于鋼制，且橫梁的剛度位移值均小于設(shè)計給定的范圍，滿足使用要求。

   鋁合金儀表板橫梁在不影響模態(tài)及剛度性能的前提下，輕量化率高達40%，使其得到更廣泛的應(yīng)用。

   下圖5-8為鋁合金儀表板橫梁的主橫梁一階模態(tài)振型及剛度位移云圖。

圖5 主橫梁一階模態(tài)振型

圖6 轉(zhuǎn)向管柱法向剛度位移云圖

圖7 轉(zhuǎn)向管柱Y向剛度位移云圖

圖8 主管和車身的連接剛度位移云圖

3  鋁合金儀表板橫梁振動性能分析及優(yōu)化

   在汽車行駛過程中由于復(fù)雜的路況及行車環(huán)境，儀表板橫梁總成會受到振動沖擊，由于振動引起的支架振動損傷乃至斷裂現(xiàn)象普遍存在，支架的振動強度分析至關(guān)重要。通過掃頻振動強度分析可以很好的發(fā)現(xiàn)支架哪些部位容易破壞，提前對風險進行預(yù)測。

3.1  儀表板橫梁振動強度分析

   頻率響應(yīng)振動強度分析需要模擬實車行使復(fù)雜路況時所受到的振動沖擊。分析時需帶上儀表板橫梁的全部附件（儀表板、空調(diào)三廂等），為了簡化附件建模的工作量，把附件簡化為質(zhì)量點，并按照實際安裝狀態(tài)加載在質(zhì)心處，附件的環(huán)境信息見表3。

           表3  附件環(huán)境信息

   大屏固定在儀表板主體上，由表1可知，兩者質(zhì)量共計23.26kg，這些質(zhì)量都要由儀表板的主體支架支撐，如果單以質(zhì)量點的形式連接，會造成各個主體支架的質(zhì)量分配不均，支架振動形態(tài)和實際不符，應(yīng)力值偏高的問題。

   為了解決這個問題，將儀表板以蒙皮的形式建模，既貼合實際，又降低了儀表板建模的工作量。將儀表板的主體質(zhì)量附加在儀表板蒙皮上，主體支架按實際裝配關(guān)系和蒙皮連接，并截取局部白車身，白車身、儀表板橫梁及儀表板蒙皮按實際安裝狀態(tài)連接。

   激勵位置選擇車身底盤連接點，振動頻率分析頻率范圍：0～50Hz，進行X向、Y向、Z向掃頻振動分析。

圖9 儀表板橫梁振動強度分析狀態(tài)

   儀表板橫梁上的所有支架在X、Y向掃頻振動工況下，支架的最大應(yīng)力均未超過材料的屈服強度，滿足振動特性要求。在Z向掃頻振動強度工況下，除圖11所示的儀表板主體支架外，其余支架最大應(yīng)力均未超過材料的屈服強度，滿足振動特性要求，符合振動特性要求的支架本文不再論述。

   由圖10頻率-應(yīng)力曲線可知，當頻率為48Hz時，儀表板主體支架應(yīng)力水平達到峰值206MPa，超過該支架材料的屈服強度，不滿足振動特性要求。由圖11可知，其應(yīng)力集中區(qū)域位于支架的折彎處，容易產(chǎn)生斷裂風險，需對此支架進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計。

圖10 主體支架頻率-應(yīng)力曲線

圖11 主體支架應(yīng)力云圖

3.2  儀表板橫梁振動強度優(yōu)化分析

圖11所示的儀表板主體支架的最大應(yīng)力超過材料的屈服強度，有斷裂的風險，為了降低該支架的應(yīng)力水平，共設(shè)計了2個優(yōu)化方案。方案1：在支架折彎處局部壓加強筋；方案2：在方案1的基礎(chǔ)上，支架邊緣增加翻邊。

圖12 主體支架結(jié)構(gòu)優(yōu)化前后對比

   采用同樣的方法對兩個優(yōu)化方案進行Z向掃頻振動強度分析。如圖13頻率-應(yīng)力曲線可知，當頻率為48Hz時，優(yōu)化方案支架應(yīng)力水平達到峰值。 

圖13 優(yōu)化方案支架頻率-應(yīng)力曲線

   方案1主體支架的最大應(yīng)力值為198MPa，超過材料的屈服強度，不滿足振動特性要求。方案2主體支架的最大應(yīng)力值為73MPa，小于材料的屈服強度80MPa，滿足振動特性要求。

表4 主體支架振動強度分析結(jié)果

圖14方案1支架應(yīng)力云圖 

圖15方案2支架應(yīng)力云圖

   基于以上結(jié)果分析，對比兩種優(yōu)化方案可知：方案1局部壓加強筋的結(jié)構(gòu)，對支架的應(yīng)力水平有一定的改善，應(yīng)力集中的區(qū)域相較優(yōu)化前有減少，但最大應(yīng)力仍大于材料的屈服強度，不滿足要求；方案1最大應(yīng)力出現(xiàn)在支架折邊的邊緣，結(jié)構(gòu)進一步的改進方向應(yīng)在支架邊緣處加強。

   優(yōu)化方案2在方案1的基礎(chǔ)上，在支架的邊緣增加翻邊結(jié)構(gòu)，有效的改善了支架的應(yīng)力水平，并且最大應(yīng)力小于材料的屈服強度，能夠避免支架發(fā)生斷裂的風險，并且優(yōu)化方案成功通過了路試耐久驗證，能夠滿足客戶使用要求。

4  結(jié) 論 

   儀表板橫梁總成是汽車內(nèi)飾的重要組成部分。隨著輕量化的需求，鋁合金儀表板橫梁替代鋼制儀表板橫梁已成為趨勢。

   本文采用的鋁合金儀表板橫梁相比上一代車型鋼制儀表板橫梁質(zhì)量降低4kg，輕量化率達到40%。且其模態(tài)性能好于鋼制，剛度性能也滿足使用需求，使得后續(xù)車型更多的采用鋁合金儀表板橫梁。

   除了模態(tài)和剛度性能，本來還考察了振動強度性能。在對儀表板橫梁進行振動強度分析時，首次提出把儀表主體的質(zhì)量附加在儀表板蒙皮上，其余附件簡化為質(zhì)量點并按照實際安裝位置加載在質(zhì)心處，使得分析更加貼近實際。對不滿足振動特性要求的主體支架通過局部壓加強筋和邊緣增加翻邊的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計，使支架的應(yīng)力峰值下降至73MPa，小于材料的屈服強度，能夠避免支架發(fā)生斷裂的風險，符合振動特性要求，并且最終通過了路試耐久測試。

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作者簡介

王月（1984-），女，碩士研究生學(xué)歷，主要研究方向:車身閉合件CAE仿真分析