本文转自数字仿真论坛

(资料图)

王月

周建丰

（中国第一汽车股份有限公司

研发总院

，长春

130000

）

【摘要】

轻质

材料

仪表

板横梁

取代

钢制仪表板横梁已成为一种必然趋势，

鉴于铝合金在冲压件

和挤压件上的

材料

优势，

使得铝合金仪表板横梁应用

更加广泛。

以某

轿车

铝合金

仪表板横梁

为研究对象

，

并

和上一代车型的钢制仪表板横梁

在

质量、模态及

刚度

性能

方面进行

对比分析

。

结果

表明

，

铝

合金仪表板横梁

在不

影响

模态及

刚度性能的

前提下

，

轻量化率高达

40%。

除此之外

，对其进行了

振动强度

性能分析，

并

对性能不足处进行结构优化

，最终顺利通过路试

耐久测试

。在

此过程中

，

首次提出

把

仪表主体的质量附加在仪表板蒙皮上，

其余

附件

简化为

质量点

并

按照实际安装位置加载在质心处

的

分析方法。

【关键词】

铝合金，仪表板横梁，模态，刚度

，

振动

强度

中文分类号

：

U463

.83

文献

标识码：

A

引言

仪表板横梁总成作为

汽车

重要

的内饰结构件，

用于

支撑

整个

仪表板

、

转向柱、空调

三厢等

零件

，并且

通过横梁

将

仪表板总成固定到车身上

，因此

性能上要求

仪表板

横梁

具

有

足够

的刚度

能承受安装在其上零部件的负荷能力，并能抵抗一定的振动冲击。

目前

大部分

乘用车

仪表板横梁

由

钢管和

钣金

焊接而成

，

重量较重

，随着汽车轻量化要求的不断提高，车身系统子零件的轻量化设计也相应受到重视；仪表板

横梁

在仪表板系统中重量占比较大，其轻量化设计正逐步受到关注

[1]

。铝合金仪表板

横梁

已经

成为

横梁

轻量化的一个重要手段，

也

逐步进入各大主机厂的视野。

某

轿车钢制仪表板横梁

如

图

1所示，

主要有主管和支架组成

，该

仪表板

横梁

总质量

为

9.32kg

,

在

开发新一代车型时，

提出

减重的需求

，

用铝合金仪表板横梁代替钢制仪表板横梁。

图

1

某轿车钢制仪表板

横梁

1

铝合金材料特性

铝合金的密度小（约为钢材的

1/3

）、有良好的铸造性能和塑性加工性能，良好的导电、导热性能，良好的耐蚀性和可焊性等特点

。

仪表板横梁选用

5

系变形铝合金作为冲压件的材料；选用

6

系变形铝合金作为挤压件材料。

5

系合金中

Mg

是主要的合金元素，

AL-Mg

合金抗腐蚀性能强、焊接性能、成型性能良好、抗拉强度高、延伸率高、可用于形状复杂的零件；

6

系合金中

Mg

和

Si

是主要的合金元素，

AL-Mg-Si

合金具有很高的强度、较好的塑性、优良的耐腐蚀性能、较好的可挤压性、可用于对刚度、强度要求较高的部位

[2]

。

新开发的铝合金仪表板横梁如下图

2

所示，

其总成包括仪表板主体支架、空调三厢支架

、转向管柱

支架、

DSM

控制器

支架

、

DVD

安装支架

、

P

AB

支架

等

。

其总质量为

5.32kg

，相对上一代钢制铝合金仪表板横梁减重

4kg

，

轻量化率达到

40%

以上。

图

2

某轿车铝合金仪表板

横梁

2

钢制

、铝合金

仪表板横梁模态及刚度

性能对比分析

仪表板

横梁

需要有

足够的刚

度来抵抗安装

在其上的

附件（空调三厢

、

转向

管柱等

）

的重力及外力

所

带来的变形

[

3

]

，并能抵抗一定的振动冲击。铝合金

仪表板横梁

必须

保证其模态和

刚度

性能满足使用要求。

2

.1

仪表板横梁

有限元模型

使用

HyperMesh

有限元分析软件对仪表板横梁进行

模态及

刚度分析。首先导入仪表

板横梁的三维模型，

对

三维模型进行几何清理，完成几何清理后，

再

进行中面网格划分。因为支架尺寸都偏小且特征

结构

较多，采用

5mm

的四边形划分网格。在应力

容易

集中处，为了较好地反映数据变化规律，采用比较密集的网格

[4]

。三角形单元控制在

5%

以内。螺栓连接使用刚性单元模拟，焊缝采用焊缝单元模拟。

铝合金仪表板

横梁有限元模型，如图

3

所示。

图

3

铝合金仪表板

横梁

有限元

模型

其中

横梁主管和转向柱固

定支架

材料

采用

6

系

变形

铝合金

AlMgSi0.5(6060)

；其余支架采用

5

系变形铝合金

AlMg3(5754)

。

表

1 仪表板

横梁

材料表

材料参数

材料名

6

060

5

754

弹性模量

[MPa]

70000

泊松比

0.33

密度

[ton/mm3]

2.7

e-9

材料屈服强度

[MPa]

150

80

2

.

2

仪表板横梁模态

及

刚度

分析

仪表

板横梁

模态：

模拟

整车

装配状态，

考察

主横梁的一阶模态。

仪表板

横梁的刚度

：

转向管柱的刚度

、横梁

主管和车身的连接刚度。转向管柱的刚度

不足

会

影响转向系统

的

正常使用，

会使转向

管柱颤动；

横梁主管和车身的连接

刚度

不足

会使

横梁主管

变形，

主管承载

的所有附

件的功能

均

会

受

影响，而且环境件和设计

位置会产生偏移

，带来噪声

。

仪表板

横梁

转向

管柱刚度分析

边界

条件见下图

3

；横梁

主管和车身的连接刚度

见

下图

4

。

图

3

转向管柱

刚度

边界

条件

图

4

主管

和车身

的

连接刚度

边界

条件

铝合金仪表板

横梁

的

模态及刚度

分析

结果如表

2

所示，并

与钢制仪表板横梁的结果

进行

对比。

表

2

模态及刚度

分析结果

工况

仪表板横梁

钢制

铝合金

质量

[kg]

9.32

5.32

主横梁一阶

模

态

[Hz]

113.4

135.0

转向

管柱

法向刚度

位移

[mm]

1.12

2.36

转向

管柱

Y

向刚度

位移

[mm]

0.13

0.52

横梁

主管和车身的

连接刚度

位移

[mm]

1.18

1.41

从表

2

可知

，铝合金的

仪表板

横梁

的主

横梁一阶模态

高于

钢制，且横梁的刚度

位移

值均

小于

设计给定的范围，满足

使用

要求。

铝合金

仪表板横梁

在

不

影响

模态及

刚度性能的

前提下

，

轻量化率高达

40

%

，

使其得到更

广泛

的应用。

下图

5-

8

为

铝合金仪表板横梁的

主

横梁一阶模态

振型

及刚度位移云图。

图

5

主横梁

一阶模态振型

图

6

转向管柱法向刚度位移

云图

图

7

转向管柱

Y

向刚度

位移云图

图

8

主管

和车身

的

连接刚度

位移

云图

3

铝合金仪表板横梁振动性能

分析及优化

在汽车行驶过程中由于复杂的路况及行车环境，仪表板横梁

总成会受到振动冲击，由于振动引起的

支架振动损伤乃至

断裂现象普遍存在

，支架

的振动强度

分析至关重要

。

通过

扫频振动

强度

分析可以很好的发现

支架哪

些部位容易

破坏

，

提前

对风险进行预测

。

3

.1

仪表板

横梁振动强度分析

频率响应

振动强度分析

需要模拟

实车

行使复杂

路况

时

所受到的振动冲击。

分析时需

带上仪表板横梁的全部附件

（仪表板

、空调

三厢

等

）

，

为了

简化附件建模的工作量，把附件简化为

质量点，并按照实际安装状态加载在质心处，

附件的环境信息见表

3

。

表

3

附件环境

信息

大屏固定在仪表板主体上，

由

表

1

可知，两者质量

共

计

23.26kg

，这些质量都要由仪表板的主体支架支撑，

如果

单以质量

点

的形式

连接，

会造成

各个主体

支架的质量分配不均，支架振动形态和实际不符，应力值偏高

的

问题。

为了解决这个问题，

将仪表板以

蒙皮的形式建模，

既贴合

实际，又降低了仪表板

建模

的工作量。

将仪表板的主体质量附加在仪表板蒙皮上，主体

支架按实际装配关系和蒙皮连接，并截取局部白车身，

白车身、

仪表板横梁及

仪表板

蒙皮按实际安装状态连接

。

激励位置选择车身底盘连接点，振动频率分析频率范围：

0

～

50Hz

，进行

X

向

、

Y

向

、

Z

向扫频振动

分析

。

图

9

仪表板

横梁

振动

强度分析状态

仪表板横梁上的

所有

支架在

X

、

Y

向扫频振动工况下，支架的最大应力均未超过材料的屈服强度，满足振动特性要求。在

Z

向扫频振动强度工况下，除图

11

所示

的

仪表板主体支架外，其余支架最大应力均未超过材料的屈服强度，满足振动特性要求，

符合

振动特性要求的支架本文不

再

论述。

由

图

10

频率

-

应力曲线可知，当频率为

48Hz

时，仪表板主体支架

应力水平达到峰值

206

MPa

，

超过

该

支架材料的屈服强度，不满足振动特性要求。

由

图

11

可知

，

其应力集中

区域

位于支架的折弯处，容易产生断裂风险，需对

此

支架进行

结构

优化设计。

图

10

主体支架频率

-

应力曲线

图

11

主体支架

应力

云图

3

.

2

仪表板横梁振动强度

优化分析

图

11

所示

的仪表板主体支架

的最大

应力超过材料的屈服强度，有

断裂

的风险，

为了

降低

该支架

的应力水平，

共设计

了

2个

优化方案。

方案

1

：在支架折弯处局部压加强筋；方案

2

：在方案

1

的基础上

，

支架边缘增加翻边。

图

12

主体支架

结构优化前后对比

采用同样的方法对两个优化方案进行

Z

向扫频振动强度分

析

。

如图

13

频率

-

应力曲线可知，当频率为

48Hz

时，优化方案支架应力水平达到峰值。

图

13

优化

方案

支架频率

-

应力曲线

方案

1

主体支架的最大应力值为

198MPa

，超过材料的屈服强度，不满足振动特性要求。方案

2

主体支架的最大应力值为

73MPa

，小于材料的屈服强度

80MPa

，满足振动特性要求。

表

4

主体支架

振动强度

分析结果

图

14

方案

1

支架

应力

云图

图

15

方案

2

支架

应力

云图

基于以上结果分析，对比

两

种优化方案可知：方案

1

局部压加强筋的结构，对支架的应力水平有一定的改善，应力集中的区域相较优化前有减少，但最大应力仍大于材料的屈服强度，不满足要求；方案

1

最大应力出现在支架折边的边缘，结构

进一步的

改进方向应在支架边缘处加强。

优化方案

2

在方案

1

的基础上，在支架的边缘增加翻边结构，有效的改善了支架的应力水平，并且最大应力小于材料的屈服强度，能够避免支架发生断裂的风险，并且优化方案成功通过了路试耐久验证，能够满足客户使用要求。

4

结

论

仪表板横梁总成是汽车内饰的重要组成部分。随着轻量化的需求，铝合金仪表板横梁替代钢制仪表板横梁已成为趋势。

本文采用

的

铝合金

仪表板横梁

相

比

上一代

车型钢制仪表板横梁

质量

降低

4kg

，

轻量化率达到

40

%

。

且

其

模态

性能好于钢制，刚度性能也满足使用需求

，使得

后续车型更多的采用铝合金仪表板横梁。

除了

模态和刚度性能，本来还

考察了

振动强度性能

。

在对仪表板横梁进行振动强度分析时，

首次

提出

把

仪表主体的质量附加在仪表板蒙皮上，

其余

附件

简化为

质量点

并

按照实际安装位置加载在质心处，使

得

分析更加贴近实际。对

不满足

振动特性

要求

的主体支架

通过

局部压加强筋和边缘增加翻边的结构优化设计，

使

支架的应力峰值下降至

73MPa

，小于材料的屈服强度，

能够避免支架发生断裂的风险

，

符合振动特性要求

，

并且最终通过了路试耐久测试

。

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冶金工业出版社

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2003.

作者简介

王月（

1984

-

），女，

硕士研究生学历

，

主要研究方向

:

车身闭合件

CAE

仿真分析

标签： 屈服强度 振动特性