SRSECU支架动刚度分析与优化设计管件模具

SRS-ECU支架动刚度分析与优化设计

SRS-ECU支架动刚度分析与优化设计 2011年12月03日 来源： 摘要：本文系统地提出一种动刚度分析方法，对某自主研发商用车SRS-ECU 支架联结点进行动刚度分析，在进行首轮改进仍不能满足设计要求的情况下，以各板件厚度为变量进行灵敏度分析和动刚度优化，并通过试验验证了优化设计的有效性。本次优化对结构动态修改有重要指导意义。关键字: 动刚度；灵敏度分析；优化设计安全气囊(SRS: Supplemental Restraint System)ECU 是现代汽车被动安全系统的核心部件，其内的电子系统精确控制碰撞事故发生时气囊点火时刻，对保护乘员人身安全具有重要作用。ECU 支架结构动刚度特性是设计时需要考虑的首要因素，它EUC 可靠性及疲劳耐久性具有重要影响[1]，此外正面碰撞传感器通常安装在ECU 模块内，传感器通过比较实测振动频响函数曲线与内部标准曲线控制气囊引爆，因此为防止误爆引发纠纷事件，对ECU 支架动态特性提出更高要求[2]。目前国内学者对SRS-ECU 动刚度性能尚无深入研究，本次分析联合德国BOSCH 公司，对国内某汽车集团自主研发商用车ECU 支架动刚度特性进行改进和动态优化，最后通过试验验证了方法的有效性。1 动刚度分析方法在动态激振力作用下结构刚度是激励频率的函数，动刚度定义为[3]：在一定激励频率下，结构上某点的激振力与引起该点同方向振动位移的比值.

如果结构动刚度特性在某频率附近较差，可以通过进一步的模态分析和受迫模态振型分析等得到结构在该频率下的整体动态响应特性，确定刚度薄弱的区域以便进行改进[4]。动刚度分析流程如图1。

图1 基于有限元法的动刚度分析流程

直接法频响分析通过直接求解动力学方程得出结构在激励下的响应[5]，计算结果比模态法精确，计算时间与分析频率的数量成正比。对于求解大型的有限元模型，由于动力学方程中整体质量矩阵、刚度矩阵规模较大，需要大量的计算资源，实际中直接法一般用于验证模态法频响分析的准确性。模态法频响分析通过计算模态质量、模态刚度矩阵进行模态叠加得出系统响应[6]，这种方法适用于计算规模较大的动刚度分析，并可在峰值响应频率下定位灵敏板件，从而提出改进方法。模态法在每阶模态半功率带宽范围内可以指定很小的频响分析步长得出精确的频响曲线[5]，大大提高了分析效率，而直接法必须在整个分析频段采用相同的步长，达到同样的精度需要花费数倍的求解时间。2 ECU 支架动刚度分析本次分析的ECU 支架位于车辆前围板中部并与仪表板骨架联结，分析时取ECU 支架和附近结构包括前围支撑板、前围加强板、仪表板支架及其上部加强板为分析对象。采用Hypermesh 软件建立结构有限元模型，选用基本尺寸为5mm 的壳单元进行网格划分，最终模型包括20395 个单元，其中三角形单元占2.4%。根据焊点位置约束前围支撑板和仪表板支架与外部连接区域节点6 个方向自由度，模拟结构实际边界条件。考虑正面碰撞与侧面碰撞两种情况，在支架与ECU 模块联结点沿车辆前进方向(X 向)和侧向(Y 向)施加单位动态激振力，分析频域50-2000Hz，利用大型分析软件MSC.Nastran 求解，输出联结点激励方向位移响应。在MSC.Patran 进行结果后处理得到的X 向动刚度曲线如图2。

图2 原ECU 支架系统有限元模型

根据德国BOSCH公司对ECU支架动刚度研究，要求50-2000Hz 频域内不能低于2E6 N/m，并且在500Hz 频域内不能出现较大共振。从结果位移频响函数曲线中可以看出在321、342、376Hz 出现较大共振，且动刚度在300-600Hz 很大频域内不能满足要求，图3 中水平线为2E6N/m。

图3 原ECU 支架联结点X 向动刚度

为找出结构刚度设计的薄弱区域，在共振频率下进行受迫模态振型分析，从响应云图看出仪表板支架下端和前围加强板区域出现较大变形，说明此两处区域该频率下动刚度较差，需优先考虑改进。经过可行性分析，最终在仪表板支架下端添加2.0mm 厚加强板，通过二氧化碳保护焊与支架连接，此加强板与原支架形成封闭型盒状结构，较大提高了局部区域刚度。此外，对前围加强板增加两条竖向加强筋。对改进后的结构重新分析，得到联结点X向动刚度曲线如图5。

图4 改进后ECU 支架系统有限元模型

图5 首轮改进后ECU 支架联结点X 向动刚度

从上图看出，结构动态特性有很大改进，动刚度在300Hz 以上明显提高，但仍在部分频域内不能满足要求，279、362Hz 出现较大共振，需要进一步优化设计。3 ECU 支架动刚度优化设计为得出动刚度改进方向，以各板件厚度为设计变量进行动刚度灵敏度分析，找出对联结点X 向动态响应灵敏度较大的板件进行修改。分析采用MSC.Nastran 软件动态优化模块，设置DRESP1 响应类型为FRDISP 并通过RSS 选项将各频率下位移响应均方根值作为目标函数，同时约束每个分析频率下的位移响应小于5E-4N/mm。在BULK DATA 模块中添加语句PARAM，OPTEXIT，4 进行灵敏度分析，通过f06 文件输出DSCM2 灵敏度矩阵，主要频率下各板件厚度灵敏度如表1：

从上表可以看出，ECU 支架灵敏度最低，说明该支架设计刚度足够，修改支架不会对连接点动刚度产生很大影响，仪表板骨架上加强板和前围支撑板分别在321Hz、376Hz 和342Hz下的灵敏度最高，加强这些结构可显著提高联结点动刚度特性，在342Hz 和376Hz 下前围加强板和仪表支架下加强板灵敏度为正，说明增加这些板件厚度，动态响应反而会增大，但由于数值很小影响不大。为综合考虑结构修改成本和动态特性，进行动刚度优化设计，以结构质量最小为优化目标，各板件厚度为设计变量，约束联结点50-2000Hz 范围内各频率下X 向位移响应，优化函数可写为：

设计变量及目标函数优化迭代过程如图6 图7，支撑板加强板厚度变化最大，从初始0.8mm增加至2.0mm，而添加的仪表板骨架下部加强板则从初始值2mm 下降至1.82mm，其它板件厚度变化较小。优化前后结构质量从6.89kg 增加至7.27kg，仅增加5.5%。

图6 设计变量优化迭代过程

图7 目标函数优化迭代过程

优化前后的动刚度比较如图8，可以看出经过优化，ECU 支架联结点X 向动刚度特性有了明显改进，动刚度最低值在636Hz 为2079N/mm，且在500Hz 内无明显共振，优化后的支架动态特性满足动刚度要求。

图8 优化前后动刚度特性比较

按照优化后的ECU 支架进行联结点动刚度试验，X 向动刚度特性如图9，与仿真结果吻合较好，改进后的支架动刚度完全满足要求。

图9 动刚度试验结果

4 结论本文利用MSC.Nastran 软件对某国产商用车SRS-ECU 支架进行了动态刚度分析，并对首次改进后的模型进行动态灵敏度分析和优化设计，最终通过试验验证了本次优化的准确性。本次动态优化设计为动刚度改进提供了方向，大大提高了设计效率，对实际工作具有重要指导意义。参考文献[1] B. Dong, G. M. Goetchius, A. E. Duncan. Process to Achieve NVH Goals: Subsystem Targets via ―Digital Prototype‖ Simulations[J]. SAE Paper 1999-01-1692.[2] Kichang Kim, Inho Choi. Design Optimization Analysis of Body Attachment for NVH Performance Improvements[J]. SAE Paper 2003-01-1604.[3] 张义民. 机械振动[M]. 北京：清华大学出版社，2007: 40-45.[4] 张守元. 轿车模态分析及车身优化设计[D]. 沈阳:东北大学,2008.[5] 王志亮,刘波,桑建兵,刘剑. 动刚度分析在汽车车身结构设计中的应用[J]. 机械设计与制造,2008(2): 30-31.[6] 李玲玲,王克明. 某型航空发动机后支撑动刚度的有限元计算[J]. 沈阳航空工业学院学报,2007(6): 5-7.

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