侯 路，王海波，譚 偉，于根穩(wěn)

（東風(fēng)汽車股份有限公司 商品研發(fā)院，武漢 430057）

隨著社會的發(fā)展和技術(shù)的進(jìn)步，人們對現(xiàn)代汽車的要求越來越高。結(jié)構(gòu)緊湊、寬敞舒適、NVH性能良好的汽車受到普遍歡迎。汽車排氣系統(tǒng)作為汽車乘坐舒適性的主要影響因素之一，其振動問題在業(yè)界得到了廣泛的重視。車輛運行時，排氣系統(tǒng)承受來自發(fā)動機的周期性動載荷，并引起排氣系統(tǒng)振動從而影響系統(tǒng)零件以及吊掛零件的可靠性；同時周期振動通過排氣系統(tǒng)橡膠吊掛軟墊傳遞到車體，影響車身結(jié)構(gòu)的噪聲振動平順性等指標(biāo)，因此有必要對排氣系統(tǒng)振動特性進(jìn)行分析和優(yōu)化。

1 排氣系統(tǒng)有限元模型

汽車排氣系統(tǒng)模型一般由以下幾部分組成：減振波紋管、主消聲器、后消聲器、管道、連接法蘭、掛鉤及橡膠吊耳組成。其前端法蘭盤通過螺栓與發(fā)動機剛性相連，中間法蘭盤通過螺栓將管道連接，掛鉤處通過橡膠吊耳懸掛在車廂地板面上。

本文利用某汽車排氣系統(tǒng)三維CAD模型，在充分考慮各個零件質(zhì)量分布情況的基礎(chǔ)上，采用HYPERMESH軟件建立有限元模型，并進(jìn)行相應(yīng)的簡化處理。

1.1 動力總成

動力總成布置形式為橫置，動力總成輪廓采用plot單元模擬，選取動力總成質(zhì)心為主節(jié)點，與plot單元剛性連接，賦予動力總成質(zhì)心集中質(zhì)量和轉(zhuǎn)動慣量，如圖1所示。

1.2 減振波紋管

分析中一般采用零長度的彈簧單元 （cbush）代替波紋管，在局部坐標(biāo)系中賦予剛度值，如圖2所示。

1.3 連接法蘭

有限元模型中，兩個法蘭間采用rbe2連接，如圖3所示。

1.4 前后消聲器

由于前后消聲器內(nèi)部結(jié)構(gòu)的復(fù)雜性，不能完全采用網(wǎng)格劃分的方法建立它們的有限元模型，所以對前后消聲器的外殼進(jìn)行網(wǎng)格劃分，再進(jìn)行配重處理，如圖4所示。

1.5 動力總成懸置及橡膠吊耳

與波紋管同方法，采用無阻尼的彈簧單元模擬，并給定初始設(shè)計的剛度值，如圖5所示。

圖6為帶動力總成的排氣系統(tǒng)有限元模型，零件材料參數(shù)見表1所列。

表1 零部件材料屬性

2 汽車排氣系統(tǒng)模態(tài)及頻率響應(yīng)分析

動力總成作為車輛的主要振動激勵源之一，其激勵可通過波紋管傳遞給排氣系統(tǒng)，再由吊耳橡膠軟墊組件傳遞給車身引起車內(nèi)振動。若吊耳橡膠軟墊的動剛度匹配不佳，會導(dǎo)致較大的車身振動，動剛度過高不利于吊耳隔振，同時動剛度也不能太低，過低的動剛度雖可以提高隔振率，但會導(dǎo)致吊耳橡膠軟墊產(chǎn)生較大的靜變形，對吊耳橡膠件的耐疲勞性能具有不利影響。在排氣系統(tǒng)設(shè)計中，所需輸入的轉(zhuǎn)動慣量和剛度參數(shù)見表2。

表2 輸入?yún)?shù)

2.1 排氣系統(tǒng)模態(tài)分析

對汽車的排氣系統(tǒng)進(jìn)行約束模態(tài)分析，求解排氣系統(tǒng)的特征頻率和特征向量，為整車平順性匹配提供依據(jù)。采用MSC.NASTRAN中模態(tài)分析模塊SOL103對圖6中的有限元模型進(jìn)行了模態(tài)分析。表3為該排氣系統(tǒng)的各階次頻率值。

表3 排氣系統(tǒng)頻率值

通過排氣系統(tǒng)的約束模態(tài)頻率與路面激勵、發(fā)動機激勵的對比，可以判斷結(jié)構(gòu)是否存在與激勵源頻率的耦合，從而可以分析排氣系統(tǒng)振動對整車NVH性能產(chǎn)生的影響，掌握排氣系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計的優(yōu)化方向。本文主要針對發(fā)動機排氣激勵進(jìn)行分析，發(fā)動機在怠速范圍內(nèi)的頻率為24～26 Hz，從表3可以看各階次的頻率均不在怠速頻率范圍內(nèi)，避免了共振現(xiàn)象。

2.2 排氣系統(tǒng)頻率響應(yīng)分析

發(fā)動機在工作狀態(tài)時，排氣系統(tǒng)會產(chǎn)生振動，吊耳會將動態(tài)載荷傳遞給車身，希望這種動載荷越小越好，那么車身的振動也越小。

吊耳傳遞給車身動態(tài)載荷計算：所研究車型的發(fā)動機怠速頻率為24～26 Hz，將起始頻率定為20 Hz，給發(fā)動機一個繞曲軸方向大小為100 N·m激勵扭矩，分析20～100 Hz頻率范圍內(nèi)吊耳承受的動態(tài)載荷。將處理好的模型提交MSC.NASTRAN計算，進(jìn)行后處理，各吊耳處Z向動載荷如圖7所示。

從圖7可以看出，在20～100 Hz頻率范圍內(nèi)，吊耳1、吊耳2、吊耳3、吊耳4、吊耳5的動載荷峰值在頻率33 Hz，大小不超過2 N，發(fā)動機怠速時，各吊耳處動載荷更小。根據(jù)經(jīng)驗，發(fā)動機工作時，排氣系統(tǒng)吊耳的動態(tài)載荷最好不超過10 N，說明吊耳的隔振效果是非常好的，達(dá)到了設(shè)計的要求。

3 排氣系統(tǒng)強度分析

車輛運行時，排氣系統(tǒng)承受來自發(fā)動機的周期動載荷，載荷引起排氣系統(tǒng)振動從而影響系統(tǒng)結(jié)構(gòu)件以及吊掛件的可靠性；所以有必要對排氣系統(tǒng)在極限工況和疲勞工況下進(jìn)行強度分析，檢驗設(shè)計方案是否滿足強度要求。

極限工況1：發(fā)動機最大扭矩4736 N·m下靜力學(xué)分析。約束動力總成車身端懸置支架和排氣系統(tǒng)吊掛點，在動力總成質(zhì)心處施加繞y軸方向的扭矩4736 N·m，進(jìn)行靜力學(xué)分析，結(jié)果見圖8所示。

極限工況2：排氣系統(tǒng)Z向加載4 g加速度下靜力學(xué)分析。約束動力總成車身端懸置支架和排氣系統(tǒng)吊掛點，施加Z向4 g加速度給動力總成和排氣系統(tǒng)，結(jié)果見圖9所示。

疲勞工況3：發(fā)動機在怠速25 Hz扭矩575 N·m下的頻率響應(yīng)分析。約束動力總成車身端懸置支架和排氣系統(tǒng)吊掛點，在動力總成質(zhì)心處施加繞y軸方向的扭矩575 N·m，進(jìn)行頻率響應(yīng)分析，結(jié)果見圖10所示。

強度判定標(biāo)準(zhǔn)：極限工況下，最大應(yīng)力需小于材料屈服強度；疲勞工況下，最大應(yīng)力需小于材料抗拉強度的0.4倍。從計算結(jié)果得，發(fā)動機最大扭矩和排氣系統(tǒng)Z向4 g加速度兩種極限工況下的最大應(yīng)力分別是52.5 MPa和232 MPa，應(yīng)力均小于材料SUH409的屈服極限234 MPa；發(fā)動機在怠速25 Hz扭矩575 N·m下的頻率響應(yīng)分析中最大應(yīng)力為47.8 MPa，小于材料SUH409的抗拉強度的0.4倍，排氣系統(tǒng)的可靠性滿足要求，各工況下安全系數(shù)見表4。其中Target*為材料SUH409的屈服強度，Target**為材料SUH409的抗拉強度的0.4倍。

表4 三種工況下安全系數(shù)

4 結(jié)論

隨著市場競爭的需要，為了提高車內(nèi)NVH性能，在整車開發(fā)早期運用CAE分析手段，可以有效預(yù)測零部件的NVH性能。本文就是在整車開發(fā)階段，通過對排氣系統(tǒng)的模態(tài)分析可以發(fā)現(xiàn)，在怠速下發(fā)動機的排氣激勵頻率避開了排氣系統(tǒng)的固有頻率，不會發(fā)生共振現(xiàn)象。從頻率響應(yīng)分析可以知道，發(fā)動機工作時排氣系統(tǒng)傳遞到車身上動載荷很小，強度分析結(jié)果表明，排氣系統(tǒng)各組件的耐久性和可靠性滿足要求。

［1］龐劍，諶剛，何華.汽車噪聲與振動―理論與應(yīng)用［M］.北京：北京理工大學(xué)出版社，2006.

［2］刑素芳，王現(xiàn)榮，等.發(fā)動機排氣系統(tǒng)振動分析［J］.河北工業(yè)大學(xué)學(xué)報，2005，34（5）：109-111.

［3］傅志方，華宏星.模態(tài)分析理論與應(yīng)用［M］.上海：上海交通大學(xué)出版社，2000.

［4］李松波.車輛排氣系統(tǒng)振動建模與動力學(xué)特性研究［D］.上海：上海交通大學(xué)，2008.

［5］袁兆成，丁萬龍等.排氣消聲器的邊界元仿真設(shè)計方法［J］.吉林大學(xué)學(xué)報，2004，34（3）：357-361.

［6］徐獻(xiàn)陽.車輛排氣系統(tǒng)的振動模態(tài)分析及優(yōu)化［D］.上海：上海交通大學(xué)，2007.