顧燦松，董俊紅，陳智偉

(中國汽車技術(shù)研究中心，天津 300300)

0 引言

汽車排氣系統(tǒng)具有排除發(fā)動機燃燒產(chǎn)生的廢氣以及減少排氣噪聲的作用。汽車排氣系統(tǒng)所受的激勵主要為發(fā)動機運行激勵以及路面不平度激勵。在設(shè)計排氣系統(tǒng)時不僅需要進行靜態(tài)受力的分析和計算，還要進行動態(tài)特性分析和評價。越來越多的研究人員對汽車排氣系統(tǒng)進行了動態(tài)特性分析和評價。

2012年卞信濤利用Altair/HyperMesh軟件建立了某排氣系統(tǒng)的有限元模型，分析了吊耳位置對該排氣系統(tǒng)動態(tài)特性的影響[1]。陸宏偉等利用有限元分析軟件分析了某柴油機汽車排氣系統(tǒng)的動態(tài)特性，找出了其動態(tài)特性設(shè)計中的薄弱環(huán)節(jié)[2]。2013年黃華等人利用GT-Power軟件建立了某轎車排氣系統(tǒng)的有限元模型，針對排氣的氣流特性研究其動態(tài)特性[3]。2014年朱峰等人利用HyperMesh和Workbench軟件計算得到了某轎車排氣系統(tǒng)的固有頻率和振型，為排氣系統(tǒng)的動態(tài)特性設(shè)計提供了依據(jù)[4]。雷剛等人利用實驗和計算相結(jié)合的方法分析了某轎車排氣系統(tǒng)的各階模態(tài)，優(yōu)化了該排氣系統(tǒng)的吊耳位置[5]。劉志恩等分析了某轎車排氣系統(tǒng)在冷熱情況下的模態(tài)，研究了螺栓預(yù)緊力等對其模態(tài)參數(shù)的影響[6]。2015年，唐慶偉等從能量耦合的角度對汽車排氣系統(tǒng)進行了模態(tài)分析，得到了固有頻率和耦合能量的分布圖，為排氣系統(tǒng)動態(tài)特性設(shè)計提供了參考[7]。2016年，慈龍尚等在考慮動態(tài)特性的情況下對某重型卡車的排氣系統(tǒng)進行了分析和設(shè)計[8]。戰(zhàn)申等人利用計算和分析相結(jié)合的方法進行了某轎車排氣系統(tǒng)的動態(tài)特性優(yōu)化[9]。

作者針對某轎車排氣系統(tǒng)，利用三維建模軟件建立了實體模型，并利用有限元分析軟件分析了其前5階約束模態(tài)，根據(jù)計算所得的模態(tài)參數(shù)對該排氣系統(tǒng)進行了動態(tài)特性評價。

1 排氣系統(tǒng)模型的建立

所研究的排氣系統(tǒng)實物如圖1所示。該排氣系統(tǒng)主要有兩級消聲器，主消聲器和副消聲器，其內(nèi)部有管片交錯的消音裝置。另外有起到連接作用的1、2、3號管，和三元催化轉(zhuǎn)化器出口相連的連接法蘭，連接副消聲器和2號管的連接件，補償排氣系統(tǒng)相對跳動的波紋管。排氣系統(tǒng)在汽車上裝配時連接法蘭和三元催化轉(zhuǎn)化器相連接為固定約束，2號管圖示位置通過吊耳和彈性元件連接為彈性約束，副消聲器和3號管圖示位置通過吊耳和彈性元件連接為彈性約束。

排氣系統(tǒng)結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，如果直接用有限元軟件進行建模較為困難且容易導(dǎo)致建立的模型不夠準確。作者利用三維建模軟件CATIA進行建模。因排氣系統(tǒng)主消聲器、副消聲器的翻邊工藝對動態(tài)特性分析影響較小，在建模時將其忽略，在建模時采用單個零部件單獨建模后進行裝配的方式進行。所建立的排氣系統(tǒng)實體模型如圖2所示。

圖1 排氣系統(tǒng)實物及約束情況

圖2 排氣系統(tǒng)實體模型

2 排氣系統(tǒng)模態(tài)分析及評價

2.1 排氣系統(tǒng)模態(tài)分析

將用CATIA軟件建立的排氣系統(tǒng)實體模型保存為stp格式后導(dǎo)入ANSYS有限元分析軟件，采用ANSYS軟件的窗口界面模式Workbench中的模態(tài)分析模塊。將幾何模型導(dǎo)入后需要先對其進行網(wǎng)格劃分，文中采用自動劃分網(wǎng)格的方式進行劃分。網(wǎng)格劃分一共得到50 034個節(jié)點、32 334個單元。劃分網(wǎng)格后需要設(shè)置計算所需要的物理參數(shù)。所研究的排氣管結(jié)構(gòu)物理參數(shù)如表1所示。按照排氣系統(tǒng)在汽車上的裝配關(guān)系設(shè)置固定約束和彈性約束如圖1所示。

表1 排氣材料物理參數(shù)

設(shè)置計算的固有頻率最大值為80 Hz，在頻率范圍80 Hz以內(nèi)一共可得到5階模態(tài)，前5階模態(tài)的各階固有頻率值如表2所示，各階振型圖如圖3—7所示。

表2 各階固有頻率

圖3為該排氣系統(tǒng)的第1階模態(tài)振型，可以看出：此時排氣系統(tǒng)1號管、主消聲器基本不變形，副消聲器和2號管繞Z軸擺動。

圖3 第1階模態(tài)振型

圖4為計算所得排氣系統(tǒng)第2階模態(tài)振型，此時主消聲器以及3號管、波紋管位置變化均不明顯，副消聲器和2號管變形較大，此階模態(tài)主要為副消聲器和2號管沿著Y軸的擺動。

圖4 第2階模態(tài)振型

圖5為計算所得排氣系統(tǒng)第3階模態(tài)振型。可以看出：此時主消聲器以及3號管變化不明顯，1號管和2號管變動較大，此時整體看為整個消聲器沿著X軸的扭轉(zhuǎn)運動。

圖5 第3階模態(tài)振型

圖6為計算所得排氣系統(tǒng)第4階模態(tài)振型?？梢钥闯觯捍藭r副消聲器變化不明顯，整體模態(tài)振型為2號管沿著Z軸的一階彎曲運動，1號管和波紋管有繞X軸轉(zhuǎn)動的趨勢。

圖6 第4階模態(tài)振型

圖7為計算所得排氣系統(tǒng)第5階模態(tài)振型?？梢钥闯觯捍藭r主消聲器和副消聲器變化均不明顯，1號管有一階彎曲的趨勢，2號管有沿Y軸上下擺動的趨勢。

圖7 第5階模態(tài)振型

2.2 排氣系統(tǒng)動態(tài)特性評價

文中所研究的排氣系統(tǒng)為直接四缸四沖程發(fā)動機。該發(fā)動機的激勵頻率可用下式表示：

(1)

其中：i為汽缸數(shù)；τ為沖程數(shù)；f為發(fā)動機的激勵頻率。

根據(jù)此公式可計算各共振頻率下發(fā)動機轉(zhuǎn)速如表3所示。

表3 固有頻率對應(yīng)的發(fā)動機轉(zhuǎn)速

因該車型發(fā)動機的怠速轉(zhuǎn)速為800 r/min，和該排氣系統(tǒng)的前兩階模態(tài)固有頻率相差較遠，不會發(fā)生共振，但是第3、4、5階模態(tài)固有頻率對應(yīng)的發(fā)動機轉(zhuǎn)速和該發(fā)動機怠速轉(zhuǎn)速以及常用轉(zhuǎn)速相近，所以有可能發(fā)生共振現(xiàn)象，可通過改變排氣系統(tǒng)結(jié)構(gòu)或者改善懸置點的位置進行優(yōu)化。

3 總結(jié)

利用CATIA軟件建立了某轎車排氣系統(tǒng)三維模型，結(jié)合排氣系統(tǒng)和車輛裝配關(guān)系以及排氣系統(tǒng)的材料屬性，利用ANSYS Workbench 對該排氣系統(tǒng)進行了約束模態(tài)分析，得到了該排氣系統(tǒng)前5階模態(tài)，并且根據(jù)測試的參數(shù)對排氣系統(tǒng)進行了動態(tài)特性評價。

參考文獻:

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