黃澤好　鄭風(fēng)云　姜廣志　袁光亮

重慶理工大學(xué)，重慶，400054

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汽車排氣系統(tǒng)懸掛點(diǎn)位置的優(yōu)化改進(jìn)

黃澤好鄭風(fēng)云姜廣志袁光亮

重慶理工大學(xué)，重慶，400054

為了探究排氣系統(tǒng)更優(yōu)的掛鉤位置，對簡化模型進(jìn)行數(shù)值分析及理論研究。首先，對掛鉤位置的確定進(jìn)行理論分析并以某乘用車排氣系統(tǒng)為研究對象建立有限元模型；其次，分別用平均驅(qū)動自由度方法和改進(jìn)方法確定掛鉤位置；最后，將兩種方法確定的掛鉤位置分別進(jìn)行動力響應(yīng)分析并得出結(jié)論。改進(jìn)方法的計(jì)算及建模過程耗時(shí)更少，工作效率更高；同時(shí)，確定的掛鉤位置更準(zhǔn)確，使得掛鉤的力響應(yīng)更小，傳遞到車身的振動和結(jié)構(gòu)噪聲更不明顯。

排氣系統(tǒng)；掛鉤位置；力響應(yīng)；結(jié)構(gòu)噪聲

0　引言

排氣系統(tǒng)作為汽車的重要組成部分，其空間布置及結(jié)構(gòu)決定了振動特性的復(fù)雜情況。由發(fā)動機(jī)傳遞到排氣系統(tǒng)的振動主要通過掛鉤傳到車身，排氣系統(tǒng)懸掛點(diǎn)位置的選擇直接影響振動的傳遞程度，從而影響汽車的乘坐舒適性。因此，排氣系統(tǒng)掛鉤的潛在位置一直以來都是國內(nèi)外學(xué)者的重要研究對象，本文對傳統(tǒng)方法進(jìn)行了分析與改進(jìn)[1]。

懸掛點(diǎn)的位置選擇主要考慮以下幾個(gè)方面因素：首先，是否滿足空間設(shè)計(jì)要求；其次，是否滿足結(jié)構(gòu)強(qiáng)度要求；最后，是否處于振動過程中的節(jié)點(diǎn)位置。針對排氣系統(tǒng)懸掛點(diǎn)的選擇，當(dāng)前工程中主要采用平均驅(qū)動自由度位移法初步確定掛鉤位置[2]。劉名等[3]對排氣系統(tǒng)進(jìn)行了動力學(xué)分析，得到排氣系統(tǒng)的固有頻率并找到振型節(jié)點(diǎn)，根據(jù)振型節(jié)點(diǎn)優(yōu)化排氣系統(tǒng)吊掛位置，有效地減小了排氣系統(tǒng)通過吊掛傳遞到車身底板的力。雷剛等[4]對排氣系統(tǒng)自由模態(tài)進(jìn)行了分析，得到系統(tǒng)的固有頻率，然后根據(jù)平均自由度位移法優(yōu)化排氣系統(tǒng)的掛鉤位置，使系統(tǒng)固有頻率避開了發(fā)動機(jī)激勵頻率。Pang等[5]為排氣系統(tǒng)進(jìn)行前期分析及設(shè)計(jì)提供了明確的指導(dǎo)方向。然而，在以上研究的過程中并未把整個(gè)系統(tǒng)的節(jié)點(diǎn)作為輸入，而是在系統(tǒng)上選擇部分節(jié)點(diǎn)，這樣分析得到的結(jié)果具有不完整性，無法得到掛鉤的最佳位置，因?yàn)榕艢庀到y(tǒng)本身是連續(xù)的系統(tǒng)，如果間斷地選點(diǎn)可能導(dǎo)致所選兩個(gè)點(diǎn)之間會有峰值或谷值，獲得的掛鉤潛在選擇點(diǎn)處于峰值和谷值的中間位置，不是最佳位置。筆者在做排氣系統(tǒng)懸掛點(diǎn)專題研究時(shí)，把整個(gè)系統(tǒng)節(jié)點(diǎn)做平均驅(qū)動自由度位移分析，得到平均驅(qū)動自由度位移(average driving degrees of freedom displacement,ADDOFD)的三維云圖形式，并用動力響應(yīng)分析檢驗(yàn)優(yōu)化方法與傳統(tǒng)方法的差別，發(fā)現(xiàn)三維云圖更直觀、更準(zhǔn)確、更具工程價(jià)值，同時(shí)，工作效率更高。

1　理論分析

由多自由度系統(tǒng)模態(tài)分析理論，對于單點(diǎn)激勵，輸出點(diǎn)l和輸入點(diǎn)p之間的頻率響應(yīng)函數(shù)為

(1)

式中，φlr為第l個(gè)測點(diǎn)的第r階模態(tài)振型系數(shù)；Mr為模態(tài)質(zhì)量；ωr為第r階模態(tài)頻率；ξr為第r階模態(tài)阻尼比。

如果激勵力的頻率為ωr，則近似有

(2)

對線性系統(tǒng)來說，系統(tǒng)的位移響應(yīng)幅值和頻率函數(shù)的幅值成正比，則有

(3)

進(jìn)一步假設(shè)振型以質(zhì)量歸一化，各階模態(tài)阻尼近似相等，則有

(4)

在非固有頻率下，φlr、φpr相差很大，然而就一般振動而言，都是在固有頻率下進(jìn)行研究。這樣，激勵和響應(yīng)相差量接近于零[6](在忽略阻尼的情況下相差量為零)，所以，為了預(yù)測某個(gè)自由度在一般激勵情況下位移響應(yīng)的相對大小，可定義第j個(gè)自由度的ADDOFD值為

(5)

一個(gè)節(jié)點(diǎn)有6個(gè)自由度，然而每個(gè)自由度必對應(yīng)一個(gè)節(jié)點(diǎn)，這里第j個(gè)自由度的平均驅(qū)動自由度位移相當(dāng)于某個(gè)節(jié)點(diǎn)在該自由度下對應(yīng)的振動位移。節(jié)點(diǎn)的ADDOFD值越小，說明一般激勵對該點(diǎn)引發(fā)共振的可能性越小。在排氣系統(tǒng)懸掛點(diǎn)位置設(shè)計(jì)中，根據(jù)這一理論，一般在空間布置允許的情況下優(yōu)先選擇較小的那些節(jié)點(diǎn)位置[7]。

2　模型的建立

汽車排氣系統(tǒng)一般分為三部分：熱端總成、波紋管、冷端總成。熱端一側(cè)連接發(fā)動機(jī)，另一側(cè)連接波紋管。冷端和熱端就通過波紋管連接，作為彈性元件，通過調(diào)整其剛度可以改變整個(gè)排氣系統(tǒng)的振動情況。排氣系統(tǒng)冷端通過橡膠吊耳與汽車底盤連接。發(fā)動機(jī)的有限元模型可以相應(yīng)簡化，但必須通過實(shí)驗(yàn)獲得發(fā)動機(jī)質(zhì)量、質(zhì)心、轉(zhuǎn)動慣量及懸置點(diǎn)的位置和剛度[8]。吊鉤通過橡膠吊耳與底盤連接，橡膠吊耳剛度通過實(shí)驗(yàn)獲得。同樣，波紋管剛度也通過實(shí)驗(yàn)獲得。使用Hypermesh建立的某排氣系統(tǒng)具體有限元模型如圖1所示。發(fā)動機(jī)參數(shù)由主機(jī)廠提供，見表1。

出于吊耳結(jié)構(gòu)和材料的原因，很難準(zhǔn)確地通過實(shí)驗(yàn)測得其6個(gè)方向的剛度，工程實(shí)際中主要考慮到掛鉤垂向受力、系統(tǒng)強(qiáng)度及系統(tǒng)一階橫向

圖1　排氣系統(tǒng)有限元模型

質(zhì)心坐標(biāo)(mm)(-210,30,229)I32(kg·m2)0.49質(zhì)量(kg)186.2I33(kg·m2)12.82I11(kg·m2)6.32Kx(N/mm)180I21(kg·m2)1.08Ky(N/mm)61I22(kg·m2)15.41Kz(N/mm)206I31(kg·m2)3.46

和一階垂向模態(tài)，都是主方向起主導(dǎo)作用。所以一般情況下通過實(shí)驗(yàn)獲得主方向剛度，而另外幾個(gè)方向只能根據(jù)經(jīng)驗(yàn)值來建立有限元模型。吊耳主方向剛度測試實(shí)驗(yàn)在振動實(shí)驗(yàn)臺上進(jìn)行，如圖2所示，圖中測試的是三孔吊耳，位于后消后掛鉤處，因?yàn)橄暺髻|(zhì)量較大，考慮到整個(gè)系統(tǒng)的平衡及吊耳的疲勞壽命，則該吊耳的剛度一般比兩孔吊耳的剛度大。由于實(shí)際情況中橡膠吊耳的壓縮主要是起到限位作用，故本文考慮用拉伸實(shí)驗(yàn)來測試吊耳剛度。

圖2　振動實(shí)驗(yàn)臺測吊耳靜剛度

實(shí)驗(yàn)結(jié)果如圖3所示，吊耳在實(shí)驗(yàn)臺上受到持續(xù)拉伸作用，在拉伸位移為0到0.9 mm時(shí)吊耳力與位移關(guān)系為非線性，0.9 mm到8 mm為線性均勻變化，在8 mm之后為不規(guī)則的振蕩變化。所以，吊耳的靜剛度取0.9 mm到8 mm這段力與位移關(guān)系來計(jì)算，得到吊耳的主方向的靜剛度為17.6 N/mm。其余吊耳的剛度采取相同的實(shí)驗(yàn)方式獲得。同樣，波紋管也使用實(shí)驗(yàn)的方式測得的徑向剛度和彎曲剛度分別為8.3 N/mm、3.0 N/mm，得到各個(gè)吊耳剛度和波紋管剛度之后采用BUSH單元模擬[9]。

圖3　吊耳靜剛度測試實(shí)驗(yàn)結(jié)果

3　有限元分析

3.1平均驅(qū)動自由度傳統(tǒng)方法確定掛鉤位置

沿排氣系統(tǒng)軸向從波紋管到尾管將掛鉤潛在位置依次布點(diǎn)并編號，這個(gè)過程非常費(fèi)時(shí)間，而且所選的點(diǎn)的數(shù)量有限，一般情況選擇50個(gè)點(diǎn)左右[10]。因?yàn)榘l(fā)動機(jī)怠速轉(zhuǎn)速為800 r/min,最高轉(zhuǎn)速為6000 r/min，所以計(jì)算20～200 Hz的所有自由模態(tài)，并將振型中這些位置的位移值輸出，根據(jù)式(5)用MATLAB編寫后處理程序提取主方向的振型位移值并將其計(jì)權(quán)累加，得出ADDOFD曲線與掛鉤對應(yīng)布置位置，如圖4所示。

圖4　ADDOFD曲線

由圖4可知，并不是所有的掛鉤位置都選在圖中模態(tài)位移谷值點(diǎn)，這是因?yàn)楸仨毧紤]空間位置要求和掛鉤受力分布要求。但是，圖4中某一段的模態(tài)位移谷值點(diǎn)也不一定是實(shí)際系統(tǒng)中模態(tài)位移最小的點(diǎn)，因?yàn)閳D4中所取點(diǎn)是不連續(xù)的，是整個(gè)系統(tǒng)的很小一部分具有一定代表性的點(diǎn)。例如，15點(diǎn)與16點(diǎn)之間還有很多點(diǎn)，模態(tài)位移谷值點(diǎn)很有可能出現(xiàn)在15、16點(diǎn)之間，也就是說在15、16點(diǎn)之間還有一個(gè)比16點(diǎn)更低的點(diǎn)，而且在這兩點(diǎn)之間也滿足空間及受力要求，那么16點(diǎn)所布的掛鉤就不是最理想的位置。筆者在做掛鉤位置布置專題研究時(shí)，為了提高工作效率并改善其最優(yōu)效果， 對ADDOFD法進(jìn)行改進(jìn)來研究掛鉤位置，使用改進(jìn)方法既省時(shí)又更準(zhǔn)確。

3.2改進(jìn)方法確定掛鉤位置

改進(jìn)方法和傳統(tǒng)方法一樣需要計(jì)算20～200 Hz內(nèi)的自由模態(tài)，不同的是改進(jìn)方法不需要對模型進(jìn)行單獨(dú)選點(diǎn)及編號，而是直接將整個(gè)模型輸入到程序中，節(jié)省了大量的時(shí)間，減小了工作量。通過模態(tài)分析得到排氣系統(tǒng)所有節(jié)點(diǎn)的振型位移，由于排氣系統(tǒng)相對于車架總是在豎直方向振動較為激勵，其他自由度方向振動較小，所以將豎直方向的振型位移作為研究對象，根據(jù)式(5)用MATLAB編寫后處理程序，將其計(jì)權(quán)累加得到整個(gè)系統(tǒng)在該方向的模態(tài)位移云圖(圖5)。

圖5　ADDOFD云圖

根據(jù)圖5，掛鉤最合適位置非常清楚，在同時(shí)考慮空間位置及受力強(qiáng)度的情況下可以非?？焖俚卮_定掛鉤位置。圖5中明顯看出1號、5號掛鉤處在模態(tài)振型位移較大的位置，說明是考慮到受力強(qiáng)度或者在車架上該掛鉤位置附近不宜布置掛鉤；2號、4號掛鉤處在模態(tài)振型位移最小的位置，說明這兩個(gè)掛鉤布置得非常準(zhǔn)確；3號掛鉤明顯不是在最優(yōu)位置，然而通過實(shí)車考察，這個(gè)掛鉤可以作適當(dāng)調(diào)整。

由圖4與圖5對比可知，改進(jìn)方法可以非常直觀地看出系統(tǒng)模態(tài)位移的大小，而且能夠確定最小點(diǎn)位置，從而更加準(zhǔn)確地確定掛鉤位置。由圖5可以看出圖4中選擇的3號掛鉤并不是在模態(tài)位移最小處，考慮到空間位置及受力的情況，3號掛鉤可以適當(dāng)向左微調(diào)，可能會使傳遞到車身的振動減少。事實(shí)上，用傳統(tǒng)方法建立模型比改進(jìn)方法耗費(fèi)更多的時(shí)間，雖然改進(jìn)方法在后處理程序編寫上比傳統(tǒng)方法耗時(shí)多，但計(jì)算時(shí)間更少，比較而言改進(jìn)方法更省時(shí)，這一點(diǎn)的工程價(jià)值非常明顯。雖然傳統(tǒng)方法取足夠多的點(diǎn)同樣能找到最準(zhǔn)確的位置，但是這樣會耗費(fèi)更多的時(shí)間。綜上所述：改進(jìn)方法更省時(shí)，更準(zhǔn)確。

3.3動力響應(yīng)分析驗(yàn)證兩種方法確定的掛鉤位置

動力響應(yīng)分析是分析由掛鉤傳遞到車架上的力，這個(gè)力是直接影響汽車舒適性的重要指標(biāo)，正好作為驗(yàn)證兩種狀態(tài)下傳遞力大小的有效方法[11]。由于受到空間位置和掛鉤受力大小限制，并不是所有掛鉤都能處于模態(tài)位移最小的位置，所以不能驗(yàn)證所有掛鉤，選擇3號掛鉤作為研究對象。圖1是包括動力總成的排氣系統(tǒng)的動力響應(yīng)分析模型。

該排氣系統(tǒng)與橫置四缸發(fā)動機(jī)匹配，發(fā)動機(jī)怠速轉(zhuǎn)速為800 r/min，汽車在正常車速下發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速一般不會超過4000 r/min，則發(fā)動機(jī)的扭矩激勵頻率在26.67～133.33 Hz之間。參考企業(yè)標(biāo)準(zhǔn)，加載頻率在20～200 Hz之間的大小為100 N·m的繞曲軸中心線的扭矩，在完全約束情況下進(jìn)行動力響應(yīng)分析，得到兩種狀態(tài)下3號掛鉤約束反力-頻率曲線，如圖6所示。

圖6　3號掛鉤動力響應(yīng)對比曲線

圖6中，曲線1是原狀態(tài)，曲線2是根據(jù)圖5在曲線1的基礎(chǔ)上把3號掛鉤向顏色淺的地方移動45 mm后的狀態(tài)。從兩條曲線明顯看出，排氣系統(tǒng)在20 Hz、37 Hz、52 Hz頻率附近出現(xiàn)較大的傳遞力，而曲線2從掛鉤傳遞到車身的力比曲線1更小，特別是在20～140 Hz的中低頻段，而且20 Hz處出現(xiàn)最大減小約3 N的力，這相對掛鉤響應(yīng)力要求不超過10 N的標(biāo)準(zhǔn)已經(jīng)有很大程度的改善了。汽車使用過程中，發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速范圍較多時(shí)間在800～4000 r/min之間，激勵頻率恰好在20～140 Hz之間，如果不盡量通過改變掛鉤位置來減小傳遞到車身的力，很可能在車內(nèi)會感受到來自排氣系統(tǒng)的振動和掛鉤傳遞過來的結(jié)構(gòu)噪聲。綜上所述，用云圖顯示的方法確定掛鉤位置比傳統(tǒng)方法的準(zhǔn)確性更高。

4　結(jié)論

(1)傳統(tǒng)平均驅(qū)動自由度法確定掛鉤位置較為粗糙，位置確定不夠精細(xì)，確定的位置不一定是最優(yōu)位置。

(2)從兩種方法確定的位置計(jì)算得到的3號掛鉤響應(yīng)力曲線可以看出，改進(jìn)方法確定的掛鉤位置掛鉤響應(yīng)力在低頻區(qū)域更小，傳遞到車身的振動和結(jié)構(gòu)噪聲更不明顯。

(3)改進(jìn)方法是三維云圖形式，掛鉤位置根據(jù)云圖情況來確定，不需要和曲線對比，使得工作效率提高，同時(shí)更加直觀明了，更具工程價(jià)值。

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(編輯陳勇)

Hanger Point Location Optimization to Improve Automobile Exhaust System

Huang ZehaoZheng FengyunJiang GuangzhiYuan Guangliang

Chongqing University of Technology, Chongqing,400054

In order to get a better location for the hanger of a exhaust system, this paper was focused on numerical analysis and theoretical research on the simplified model. Firstly, the hanger position was analyzed theoretically and a finite element model was established based on a passenger car. Secondly, the hanger position was determined with the methods of average driver DOF and improved method. Finally, the conclusion was obtained through force response of the two methods’results. It takes less time to calculate and establish a model with improved method, which is proved to be more efficient. Moreover, the location determined by improved method is more accurate, which has a less force response, less shock and less structural noise.

exhaust system,；hanger position；force response；structural noise

2015-10-10

2013年重慶高校創(chuàng)新團(tuán)隊(duì)建設(shè)計(jì)劃資助項(xiàng)目(KJTD201319)

TH122；U463.1DOI：10.3969/j.issn.1004-132X.2016.15.021

黃澤好，男，1966年生。重慶理工大學(xué)車輛工程學(xué)院教授。主要研究方向?yàn)檐囕v系統(tǒng)動力學(xué)、車輛動噪聲的分析和控制。發(fā)表論文30余篇。獲省部級科技進(jìn)步一等獎1項(xiàng)、二等獎2項(xiàng)、三等獎5項(xiàng)。鄭風(fēng)云，男，1989年生。重慶理工大學(xué)車輛工程學(xué)院碩士研究生。姜廣志，男，1990年生。重慶理工大學(xué)車輛工程學(xué)院碩士研究生。袁光亮，男，1990年生。重慶理工大學(xué)車輛工程學(xué)院碩士研究生。