楊小東 李東晗 齊冬亮 趙寧

摘要：

使用模態(tài)分析和平均驅(qū)動(dòng)自由度位移法，對(duì)某乘用車排氣系統(tǒng)吊鉤位置進(jìn)行分析評(píng)估，提出優(yōu)化方案，采用排氣系統(tǒng)頻響分析驗(yàn)證優(yōu)化效果。優(yōu)化后各吊鉤振動(dòng)位移和加速度明顯降低，驗(yàn)證該排氣系統(tǒng)吊鉤位置優(yōu)化方案的合理性和可行性。

關(guān)鍵詞：

排氣系統(tǒng)； 模態(tài)； 平均驅(qū)動(dòng)自由度位移法； 頻響； 吊鉤； 結(jié)構(gòu)優(yōu)化

中圖分類號(hào)： U467.48

文獻(xiàn)標(biāo)志碼： B

Optimization on exhaust system hanger location of passenger car

YANG Xiaodong， LI Donghan， QI Dongliang， ZHAO Ning

（Technology Center， Wuxi Weifu Lida Catalytic Converter Co.， Ltd.， Wuxi 214177， Jiangsu， China）

Abstract：

Using the modal analysis and average driving degree of freedom method， the position of the hanger of a passenger car exhaust system is analyzed and evaluated. The optimization scheme is proposed and the optimization result is verified by frequency response analysis of the exhaust system. The vibration displacement and acceleration of each hanger are obviously reduced after the optimization. The rationality and feasibility of the optimization scheme of the hanger position of the exhaust system are verified.

Key words：

exhaust system； modal； average driving degree of freedom method； frequency response； hanger； structure optimization

0 引 言

乘用車排氣系統(tǒng)的性能，關(guān)系到尾氣排放、整車NVH、結(jié)構(gòu)耐久等諸多性能。其中，排氣系統(tǒng)隔振元件的設(shè)計(jì)和位置排布對(duì)整車的振動(dòng)特性有至關(guān)重要的影響。[13]在國(guó)內(nèi)，很多學(xué)者將有限元分析方法引入到排氣系統(tǒng)振動(dòng)特性的分析驗(yàn)證中，進(jìn)行大量嘗試，并取得一定的成果。RAO等[4]和姚運(yùn)仕等[5]認(rèn)為，排氣系統(tǒng)懸掛點(diǎn)位置對(duì)車內(nèi)振動(dòng)和噪聲有重要影響。趙海瀾等[6]、田育耕等[7]、王春慧[8]、傅志方等[9]和楊萬里等[10]結(jié)合有限元法模態(tài)分析和平均驅(qū)動(dòng)自由度位移（average driving degree of freedom，ADDOF）法，對(duì)排氣系統(tǒng)吊鉤位置的選擇進(jìn)行初步研究。

本文結(jié)合系統(tǒng)模態(tài)分析和ADDOF法，對(duì)某乘用車排氣系統(tǒng)吊鉤位置進(jìn)行分析評(píng)估，對(duì)原吊鉤位置進(jìn)行優(yōu)化，通過頻響分析檢驗(yàn)吊鉤位置的合理性和有效性。優(yōu)化后吊鉤的力和位移響應(yīng)明顯低于原設(shè)計(jì)方案，說明該吊鉤位置的優(yōu)化流程合理可行。

1 吊鉤位置優(yōu)化關(guān)鍵技術(shù)和理論

1.1 吊鉤位置優(yōu)化流程

對(duì)某乘用車排氣系統(tǒng)吊鉤進(jìn)行位置優(yōu)化和分析驗(yàn)證，優(yōu)化流程見圖1。首先，對(duì)某型乘用車排氣系統(tǒng)原結(jié)構(gòu)進(jìn)行有限元模態(tài)分析，獲取排氣系統(tǒng)的主要固有頻率和相關(guān)振型；然后，采用ADDOF法對(duì)關(guān)鍵模態(tài)振動(dòng)位移進(jìn)行加權(quán)疊加，并確定排氣系統(tǒng)吊鉤的優(yōu)化方案；最后，采用頻響分析方法計(jì)算排氣系統(tǒng)的振動(dòng)響應(yīng)特性，分析各吊鉤的位移和作用力曲線，確認(rèn)優(yōu)化方案的合理性和可行性。

1.2 有限元建模

排氣系統(tǒng)的幾何模型和網(wǎng)格劃分見圖2。其中，連接管、凈化器筒體、消聲器筒體、消聲管和消聲器隔板使用殼體網(wǎng)格建模，連接厚法蘭采用六面體實(shí)體網(wǎng)格建模，波紋管和橡膠吊耳采用彈簧單元建模。[10]對(duì)排氣系統(tǒng)原吊鉤位置進(jìn)行標(biāo)注：A點(diǎn)為凈化器原吊鉤位置；B1、B2和B3為前級(jí)消聲器原吊鉤位置；C點(diǎn)為后級(jí)消聲器原吊鉤位置。

排氣系統(tǒng)主體結(jié)構(gòu)材料選用超純鐵素體不銹鋼，管道、消聲器、凈化器、隔板的材料為SUH409L不銹鋼，連接法蘭材料為Q235，橡膠吊耳材料為EPDM，相關(guān)材料參數(shù)見表1。

1.3 ADDOF法

模態(tài)向量反映該階模態(tài)的振動(dòng)性狀，各階模態(tài)對(duì)響應(yīng)的貢獻(xiàn)量或權(quán)數(shù)不同。根據(jù)單點(diǎn)激勵(lì)多自

由度系統(tǒng)模態(tài)分析理論[9]，位移響應(yīng)的幅值和頻率響應(yīng)函數(shù)的幅值成正比，進(jìn)一步假設(shè)振型以質(zhì)量矩陣歸一化，各階模態(tài)阻尼近似相等，則

X（ω）∝Nr=1l，rp，rω2r （1）

式中：l，r為第l個(gè)測(cè)點(diǎn)、第r階模態(tài)振型系數(shù)；p，r為第p個(gè)測(cè)點(diǎn)、第r階模態(tài)振型系數(shù)；ωr為第r階模態(tài)激振力的頻率。

為預(yù)測(cè)某個(gè)自由度在一般激勵(lì)情況下（在某個(gè)頻率范圍所有模態(tài)均被激發(fā)）位移響應(yīng)的相對(duì)大小，定義第j個(gè)自由度的ADDOF為

S（j）=Nr=12j，rω2r （2）

S（j）可預(yù)測(cè)自由度在一般激勵(lì)情況下位移響應(yīng)的相對(duì)大小。利用有限元分析軟件，計(jì)算排氣系統(tǒng)在發(fā)動(dòng)機(jī)激發(fā)頻段的固有頻率和模態(tài)振型，選取位移較小處布置排氣系統(tǒng)吊鉤。

2 排氣系統(tǒng)吊鉤位置評(píng)估和優(yōu)化

2.1 排氣系統(tǒng)模態(tài)分析和吊鉤位置評(píng)估

通過有限元模態(tài)分析，得到排氣系統(tǒng)固有頻率和振型見表2。由此可知，排氣系統(tǒng)1階模態(tài)為18.37 Hz，振型為排氣系統(tǒng)總成z方向的1階彎曲，該振型為主振型，對(duì)排氣系統(tǒng)振動(dòng)貢獻(xiàn)最大。

2.2 吊鉤位置優(yōu)化

根據(jù)上述分析結(jié)果，確定排氣系統(tǒng)吊鉤位置優(yōu)化方案，見圖4，其中：A點(diǎn)為凈化器原懸掛點(diǎn)，AN點(diǎn)為凈化器新懸掛點(diǎn)；C點(diǎn)為后級(jí)消聲器原懸掛點(diǎn)，CN點(diǎn)為后級(jí)消聲器新懸掛點(diǎn)。將前端凈化器原吊鉤位置向后移動(dòng)134 mm，后級(jí)消聲器原吊鉤位置向前移動(dòng)271 mm。

2.3 吊鉤位置優(yōu)化效果驗(yàn)證

為驗(yàn)證排氣系統(tǒng)吊鉤位置優(yōu)化的合理性，對(duì)其進(jìn)行振動(dòng)響應(yīng)分析，研究?jī)?yōu)化前后各吊鉤的振動(dòng)特性。由于排氣系統(tǒng)的z向振動(dòng)主要通過橡膠吊耳傳遞到車身，故采用z向激勵(lì)進(jìn)行驗(yàn)證，分析頻率為20.00～200.00 Hz。

凈化器吊鉤的振動(dòng)位移響應(yīng)曲線見圖5。由此可知，在絕大部分頻率范圍內(nèi)，優(yōu)化后吊鉤的振動(dòng)位移比原方案更低。

凈化器吊鉤的振動(dòng)力響應(yīng)曲線見圖6。由此可知，當(dāng)頻率為38.00 Hz時(shí)，優(yōu)化后吊鉤力為14.76 N，低于原方案的吊鉤力（18.00 N），說明給車身傳遞的振動(dòng)反饋更小。

后級(jí)消聲器吊鉤的振動(dòng)位移響應(yīng)曲線見圖7。

由此可知，優(yōu)化后吊鉤位移明顯小于原方案吊鉤位

移，頻率為38.00 Hz時(shí)，振動(dòng)位移由7.85 mm降低至2.12 mm。

后級(jí)消聲器吊鉤振動(dòng)力響應(yīng)曲線見圖8。由此可知，在絕大部分頻率范圍內(nèi)，優(yōu)化后的響應(yīng)力明顯低于原方案。當(dāng)激振頻率為38.00 Hz時(shí)，原方案吊鉤作用力為17.48 N，而優(yōu)化方案的吊鉤作用力只有9.50 N。

3 結(jié)束語

利用模態(tài)分析和ADDOF法對(duì)某排氣系統(tǒng)吊鉤位置進(jìn)行評(píng)估，提出吊鉤位置的優(yōu)化方案，將前端凈化器吊鉤前移134 mm，后級(jí)消聲器吊鉤前移271 mm。頻響分析結(jié)果表明，吊鉤位置優(yōu)化后各吊鉤振動(dòng)位移和加速度明顯降低。在頻率為38 Hz時(shí)，后級(jí)消聲器吊鉤的峰值位移從7.85 mm降低至2.12 mm，作用力也由17.48 N降低至9.50 N，優(yōu)化效果明顯。

參考文獻(xiàn)：

[1] 黃志發(fā). 乘用車排氣系統(tǒng)振動(dòng)特性分析與優(yōu)化[D]. 重慶： 重慶大學(xué)， 2015.

[2] 趙天孟. 汽車排氣系統(tǒng)振動(dòng)疲勞特性特性研究[D]. 南寧： 廣西大學(xué)， 2016.

[3] GALINDO M M. Science & technology designing exhaust systerms[DB/OL]. （20030505）[20180320]. https：//www.sae.org/publications/technicalpapers/content/2003011656/.

[4] RAO M D， WIRKNER K J， GRUENBERG S. Dynamic characterization of automotive exhaust isolators[J]. Proceedings of Institution of Mechanical Engineers： Part D： Journal of Automobile Engineering， 2004， 218（8）： 891900. DOI： 10.1243/0954407041581110.

[5] 姚運(yùn)仕， 馬芳武， 馮忠緒， 等. 汽車排氣系統(tǒng)懸掛點(diǎn)影響車內(nèi)噪聲的研究[J]. 鄭州大學(xué)學(xué)報(bào)（工學(xué)版）， 2011， 32（4）： 3033. DOI： 10.3969/j.issn.16716833.2011.04.008.

[6] 趙海瀾， 顧彥. 汽車排氣系統(tǒng)懸掛點(diǎn)優(yōu)化[J]. 計(jì)算機(jī)輔助工程， 2006， 15（S1）： 230231. DOI： 10.3969/j.issn.10060871.2006.z1.075.

[7] 田育耕， 劉江華， 王巖松， 等. 汽車排氣系統(tǒng)振動(dòng)模態(tài)分析及懸掛點(diǎn)優(yōu)化[J]. 遼寧工程技術(shù)大學(xué)學(xué)報(bào)（自然科學(xué)版）， 2009， 28（6）： 995998. DOI： 10.3969/j.issn.10080562.2009.06.035.

[8] 王春慧. 排氣系統(tǒng)懸掛引發(fā)汽車NVH問題研究[J]. 汽車技術(shù)， 2009（S1）： 7476. DOI： 10.3969/j.issn.10003703.2009.12.020.

[9] 傅志方， 華宏星. 模態(tài)分析理論及應(yīng)用[M]. 上海： 上海交通大學(xué)出版社， 2000： 40153.

[10] 楊萬里， 陳燕， 鄧小龍. 乘用車排氣系統(tǒng)模態(tài)分析數(shù)值模型研究[J]. 三峽大學(xué)學(xué)報(bào)（自然科學(xué)版）， 2005， 27（4）： 345347. DOI： 10.3969/j.issn.1672948X.2005.04.015.

（編輯 付宇靚）