劉軍 周磊 臧志成 趙闖 盧凱

（1.江蘇大學(xué)，鎮(zhèn)江 212013；2.凱龍高科技股份有限公司，無錫 214177）

1 前言

柴油機(jī)SCR后處理裝置主要有方形和桶形兩種，因?yàn)榭臻g布置的限制，方形結(jié)構(gòu)多為貨車所采用。目前，對SCR結(jié)構(gòu)性能方面的研究還很少。周小燕研究了桶形后處理裝置的結(jié)構(gòu)特性[1]，而針對方形后處理裝置結(jié)構(gòu)性能方面的研究目前幾乎沒有，因此研究方形后處理裝置的結(jié)構(gòu)特性十分必要。

本文以某款存在載體脫落和異響問題的方形后處理裝置為研究對象，利用ANSYS Workbench進(jìn)行結(jié)構(gòu)動力學(xué)分析，找出產(chǎn)生問題的原因并提出改進(jìn)方案，最后進(jìn)行分析驗(yàn)證。

2 排氣系統(tǒng)建模

利用CATIA建立SCR后處理系統(tǒng)的幾何模型，并根據(jù)有限元計(jì)算要求對其進(jìn)行簡化。在對重要零件進(jìn)行簡化時(shí)，需要注意盡量與原始幾何特征保持一致，以反映真實(shí)零件的結(jié)構(gòu)特征。

將簡化后幾何模型導(dǎo)入ANSYS Workbench軟件進(jìn)行前處理操作。對SCR內(nèi)載體的簡化有兩種方法，即將其定義為剛體來處理及采用集中質(zhì)量點(diǎn)來代替，并賦予質(zhì)量、轉(zhuǎn)動慣量等。各部件之間采用綁定（Bounded）接觸。網(wǎng)格尺寸設(shè)置為5 mm，生成有限元模型網(wǎng)格數(shù)量為12×104。

3 結(jié)構(gòu)動力學(xué)分析

3.1 自由模態(tài)分析

發(fā)動機(jī)為四沖程6缸發(fā)動機(jī)，怠速為700 r/min，最高轉(zhuǎn)速為2 100 r/min，發(fā)動機(jī)激勵(lì)頻率范圍為35~105 Hz，以此作為分析頻率范圍。利用ANSYS Workbench對處理裝置箱體進(jìn)行模態(tài)分析，計(jì)算自由模態(tài)頻率和振型，自由模態(tài)前6階表現(xiàn)為剛體位移，不作分析。第7階固有頻率為61.10 Hz，第8階固有頻率為100.04 Hz，在發(fā)動機(jī)激勵(lì)頻率范圍內(nèi)，后處理箱體很可能產(chǎn)生共振，需要重點(diǎn)考察。

圖1是后處理箱體第7階和第8階振型。為了看清箱體內(nèi)部結(jié)構(gòu)的振動情況，已將后處理裝置的桶體隱藏。第7階振型表現(xiàn)為載體左右竄動，如果后處理裝置經(jīng)常處于該狀態(tài)，極易導(dǎo)致載體脫落。第8階陣型是消聲棉隔板的振動，由于消聲棉隔板上分布著密集的小孔，所以自身剛度不足，在100 Hz頻率激勵(lì)下產(chǎn)生共振，產(chǎn)生輻射噪聲即異響。

圖1 自由模態(tài)陣型

3.2 約束模態(tài)分析

改進(jìn)前后處理裝置通過箍帶固定在支架上，如圖2所示。模態(tài)分析時(shí)進(jìn)氣管端采用固定約束，支架板與橫梁接觸處固定約束，前6階固有頻率見表1。

發(fā)動機(jī)激勵(lì)頻率范圍內(nèi)存在4階固有頻率，對應(yīng)的振型如圖3所示（隱藏后處理裝置桶體）。前2階振型均表現(xiàn)為桶體和支架整體上下振動與載體的前后竄動，振型有不同程度的疊加；第3階振型表現(xiàn)為桶體和支架整體左右扭振與載體前后竄動振型的疊加；第4階振型表現(xiàn)為消聲棉隔板的振動。

圖2 后處理裝置整車安裝示意

表1 約束模態(tài)前6階固有頻率 Hz

圖3 約束模態(tài)振型

后處理裝置整體振動和內(nèi)部載體的前后竄動都易導(dǎo)致載體脫落。整體的上下振動主要是由支架的剛度不足引起，載體的前后竄動主要是由后處理裝置內(nèi)部隔板剛度不足導(dǎo)致。自由模態(tài)分析中隔板和載體組件振動的固有頻率為61.1 Hz，屬于局部模態(tài)，但在約束模態(tài)振型中前3階模態(tài)頻率處都出現(xiàn)了隔板和載體組件不同程度的振動，說明支架和后處理裝置的整體振動會激發(fā)內(nèi)部隔板和載體的振動；約束模態(tài)前3階振型中也都出現(xiàn)了整體不同程度的振動，說明隔板和載體組件的振動也會激發(fā)支架和后處理裝置整體的振動。后處理裝置整體振動和內(nèi)部載體的前后竄動二者耦合在一起，進(jìn)一步加劇載體脫落。消聲棉隔板的振動屬于局部模態(tài)，增加約束后模態(tài)頻率略有下降，當(dāng)發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速處于2 000 r/min附近時(shí)易產(chǎn)生異響。

4 結(jié)構(gòu)優(yōu)化分析

后處理裝置內(nèi)部結(jié)構(gòu)和支架都直接影響其結(jié)構(gòu)的可靠性，因此對二者進(jìn)行改進(jìn)設(shè)計(jì)。

4.1 內(nèi)部結(jié)構(gòu)改進(jìn)

為了提高隔板載體組件和消聲棉擋板的剛度，對原結(jié)構(gòu)做3種方案的改進(jìn)，方案1為在載體隔板上沖壓形成加強(qiáng)筋；方案2為在方案1基礎(chǔ)上將出氣管延伸并固定于隔板；方案3為用角鋼將兩載體隔板約束在一起，同時(shí)將出氣管延伸并固定于隔板。3種改進(jìn)方案的消聲棉隔板都做加筋處理。原方案與改進(jìn)方案如圖4所示。

不考慮支架，對后處理裝置進(jìn)行自由模態(tài)分析，忽略前6階模態(tài)，結(jié)果見表2。在發(fā)動機(jī)激勵(lì)頻率范圍內(nèi)，方案1存在第7階固有頻率，方案3存在第7階和第8階固有頻率；方案2避開了發(fā)動機(jī)激勵(lì)頻率，故方案2滿足要求。

圖4 原方案與改進(jìn)方案示意

表2 自由模態(tài)固有頻率 Hz

4.2 支架和布置方式優(yōu)化

實(shí)際使用中，后處理裝置受到的垂向激勵(lì)要大于其它兩個(gè)方向，因此對于重型汽車的方形后處理裝置，其內(nèi)部載體質(zhì)量較大，若載體的軸向與車軸同向，則后處理裝置的上下激勵(lì)極易引起載體的軸向竄動。所以設(shè)計(jì)布置時(shí)要避免載體軸向與車軸同向，同時(shí)采用擋圈或縮口來限制載體竄動。

在保證后處理裝置外形不變的基礎(chǔ)上，設(shè)計(jì)帶背板的L形支架，如圖5所示。

圖5 改進(jìn)支架

采用L形支架的后處理裝置整車布置如圖6所示。對改進(jìn)后后處理裝置和支架進(jìn)行約束模態(tài)分析，結(jié)果見表3。1階模態(tài)頻率上升到115.7 Hz，避開發(fā)動機(jī)的激勵(lì)頻率范圍。

圖6 采用L形支架的后處理裝置整車布置

表3 約束模態(tài)前6階固有頻率 Hz

5 試驗(yàn)驗(yàn)證

5.1 振動試驗(yàn)臺掃頻測試

對改進(jìn)后的后處理裝置內(nèi)部結(jié)構(gòu)和支架進(jìn)行驗(yàn)證。將改進(jìn)后后處理裝置固定在振動試驗(yàn)臺上，進(jìn)行掃頻測試，掃頻范圍為20~130 Hz，加速度為g，方向沿載體軸向。按照整車布置的方式進(jìn)行掃頻試驗(yàn)，掃頻范圍為20~130 Hz，加速度為g，方向?yàn)榇瓜颉哳l過程中，隔板載體組件和消聲棉隔板都未出現(xiàn)明顯共振。

5.2 實(shí)車振動測試

在后處理裝置桶體上表面布置4個(gè)加速度傳感器，空擋狀態(tài)下在原地將發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速由怠速緩慢拉升至最高速，4個(gè)測試點(diǎn)沿載體軸向的加速度最大值如表4所示?？梢?，改進(jìn)后后處理裝置沿載體軸向的振動較改進(jìn)前有了明顯改善。

表4 后處理裝置表面沿載體軸向加速度 m/s2

6 結(jié)束語

a.支架和隔板剛度不足是導(dǎo)致載體脫落和異響的主要原因。采用沖筋隔板和L形支架的改進(jìn)方案，后處理裝置整體剛度明顯提高，避開了發(fā)動機(jī)激勵(lì)頻率。

b.方形后處理裝置在設(shè)計(jì)和布置時(shí)需要注意保證支架和內(nèi)部載體隔板組件足夠的剛度，且整車布置時(shí)載體的軸向最好與車身平行，以降低車身垂向激勵(lì)對載體的影響。

[1]周小燕,李兵,孔芬霞,等.基于ANSYS Workbench柴油機(jī)后處理裝置的模態(tài)分析[J].機(jī)電工程,2011,28（8）：928-930.

[2]凌桂龍,丁金濱,溫正.ANSYS Workbench 13.0從入門到精通[M].北京：清華大學(xué)出版社,2012.