黃志發(fā)，繞 剛，王鴻楊

(中國汽車工程研究院股份有限公司，重慶 401122)

1 引 言

隨著汽車技術的不斷發(fā)展與提高，人們對汽車NVH性能的要求也越來越高。作為汽車的重要部件，排氣系統(tǒng)的振動是影響車內(nèi)NVH特性的重要因素之一。汽車排氣系統(tǒng)的前端通過法蘭與發(fā)動機排氣歧管相連，中后段通過橡膠吊耳和掛鉤與車身底板相連。排氣系統(tǒng)受到發(fā)動機振動沖擊、管道高速氣流沖擊、聲波激勵以及路面激勵等多種激勵的沖擊[1-2]。這些振動沖擊會通過橡膠吊耳傳遞到車身上，產(chǎn)生車內(nèi)振動噪聲，影響乘坐舒適性[3]。

選擇排氣系統(tǒng)中合適的點作為吊耳懸掛位置有助于減少振動能量在發(fā)動機與排氣系統(tǒng)以及排氣系統(tǒng)和車身之間的傳遞。在眾多激勵中，發(fā)動機的振動沖擊對排氣系統(tǒng)的振動貢獻最大；再者，由于其他3種振動激勵的數(shù)值計算仿真比較困難，在計算機上難以實現(xiàn)。所以，對排氣系統(tǒng)做懸掛點設計時，一般只考慮發(fā)動機的振動沖擊[4-5]。

本文以某公司預開發(fā)的一款乘用車排氣系統(tǒng)為研究對象，采用有限元法對其進行仿真分析，為開發(fā)設計提供參考依據(jù)，進而縮短開發(fā)周期，節(jié)約開發(fā)成本。運用HYPERMESH軟件建立該排氣系統(tǒng)的有限元模型，通過計算自由模態(tài)分析獲取排氣系統(tǒng)潛在懸掛點的模態(tài)振型系數(shù)和對應的模態(tài)頻率。采用平均驅(qū)動自由度位移法(ADDOFD)[6]得到排氣系統(tǒng)中最佳的懸掛位置。最后，通過靜力分析、約束模態(tài)分析來驗證所設計懸掛位置的合理性。

2 排氣系統(tǒng)模態(tài)分析

2.1 排氣系統(tǒng)有限元建模

本文所研究的排氣系統(tǒng)主要由法蘭、波紋管、三元催化器、橡膠吊耳、副消聲器、主消聲器、管道共7個部分組成，排氣系統(tǒng)幾何模型如圖1所示。在不影響仿真分析精度的前提下，為了有限元建模的簡易快捷，需要對該排氣系統(tǒng)的幾何模型做一些簡化處理[7-9]。

圖1 排氣系統(tǒng)幾何模型

(1)排氣系統(tǒng)的幾何模型為雙層結(jié)構(gòu)，對主副消聲器、管道、三元催化器抽取中面，采用殼體單元進行離散。主副消聲器以及管道的厚度都為1.2mm，三元催化器的厚度為4mm。由于主副消聲器中大量穿孔對計算仿真結(jié)果沒有太大影響，為了提高網(wǎng)格質(zhì)量、減少網(wǎng)格數(shù)量，忽略全部小孔。

(2)對法蘭采用實體網(wǎng)格進行離散，法蘭與管道之間采用剛性連接。

(3)排氣系統(tǒng)中的波紋管和橡膠吊耳用來降低系統(tǒng)振動能量的傳遞，具有一定的彈性。在進行有限元建模時，采用具有x、y、z三個方向剛度的彈簧進行模擬。波紋管各個方向彈簧的剛度具體數(shù)值見表1。橡膠吊耳的剛度需要根據(jù)各懸掛位置具體載荷而定。

表1 彈性元件各方向彈性參數(shù)(N/mm)

排氣系統(tǒng)的材料主要有Q235普通碳素鋼和409L不銹鋼，各自的材料參數(shù)見表2。除法蘭和懸掛吊鉤采用Q235普通碳素鋼外，其余部件全部用409L不銹鋼進行仿真分析。

表2 排氣系統(tǒng)材料物理參數(shù)

利用HYPERMESH軟件分別對各部件進行網(wǎng)格劃分，通過網(wǎng)格質(zhì)量修正工具修復不合格網(wǎng)格，使得所有網(wǎng)格達到質(zhì)量要求。所得到的有限元模型網(wǎng)格基本尺寸為6mm，殼體網(wǎng)格49229個，實體網(wǎng)格35694個，節(jié)點數(shù)124902個，排氣系統(tǒng)有限元模型如圖2所示。

圖2 排氣系統(tǒng)有限元模型

2.2 排氣系統(tǒng)自由模態(tài)分析

對于排氣系統(tǒng)有限元模型的準確性，通過計算模態(tài)分析與試驗模態(tài)分析來驗證。使用常用的有限元模態(tài)分析軟件HYPERWORKS中的OPTISTRUCT模塊進行計算模態(tài)分析；再采用LMS公司的模態(tài)試驗軟硬件進行試驗模態(tài)分析。通過對兩者的結(jié)果進行比較，可檢驗排氣系統(tǒng)有限元模型建立的合理性。

2.2.1 計算模態(tài)分析

在完成排氣系統(tǒng)有限元建模后，可以對其進行自由模態(tài)分析。發(fā)動機的工作轉(zhuǎn)速一般在6000r/min以下，對應的激勵頻率可用以下公式計算獲?。?/p>

式中，i為氣缸數(shù)，i=4；n為發(fā)動機轉(zhuǎn)速，對于四沖程的內(nèi)燃機，τ=2[10]。根據(jù)上式計算出發(fā)動機的激勵頻率在200Hz以下。根據(jù)實際需要，只需要算到150Hz就足以滿足要求。

運用HYPERMESH軟件對排氣系統(tǒng)有限元模型進行0～150Hz的自由模態(tài)分析，忽略前六階剛體模態(tài)，可得到排氣系統(tǒng)的自由模態(tài)頻率，具體見表3。

表3 排氣系統(tǒng)計算自由模態(tài)頻率

2.2.2 試驗模態(tài)分析

試驗模態(tài)分析主要包括以下幾方面：第一是建立試驗裝置，即固定試件、安裝傳感器、連接測試系統(tǒng)、校準等；第二是數(shù)據(jù)采集，并估計頻響函數(shù)或脈沖響應函數(shù)；第三是系統(tǒng)識別，從測得的輸入/輸出數(shù)據(jù)中確定系統(tǒng)的振動特性；第四是對分析結(jié)果進行驗證，檢驗試驗的準確性和可靠性。

測試系統(tǒng)主要包括力錘、ICP型加速度傳感器、ICP型力傳感器、LMS SCADAS Ⅲ數(shù)據(jù)采集前端、計算機、LMS.TESTLAB軟件。測試系統(tǒng)框圖如圖3所示。

圖3 測試系統(tǒng)框圖

對整個排氣系統(tǒng)進行模態(tài)試驗，在LMS軟件中建立相應的線框模型，并利用上述測試系統(tǒng)對整個排氣系統(tǒng)進行模態(tài)試驗。此次模態(tài)試驗采用固定測點(加速度傳感器固定)，使激勵點遍及整個結(jié)構(gòu)的方法。選定的激勵點布置圖如圖4所示，共104個激勵點。其中，點1、點24和點65為測點。

實際試驗如圖5所示。試驗中分析頻率為1024Hz，采樣時間為1s。受硬件條件所限，試驗分組進行，每組試驗平均3次。為抑制信號的噪聲干擾，對力信號、響應信號分別加力指數(shù)窗和指數(shù)窗。

根據(jù)實測到的激勵信號和響應信號，按照Hv法來估計頻響函數(shù)矩陣，采用穩(wěn)態(tài)圖區(qū)分真實的物理極點和噪聲干擾。穩(wěn)態(tài)圖中的橫坐標是頻率軸，縱坐標是模型假定極點數(shù)，綜合得到的穩(wěn)態(tài)圖如圖6所示。

圖4 加速度傳感器布置點

圖5 排氣系統(tǒng)自由模態(tài)試驗

從頻響函數(shù)穩(wěn)態(tài)圖中可知排氣系統(tǒng)的試驗模態(tài)頻率，如表4所示。

表4 排氣系統(tǒng)試驗自由模態(tài)頻率

2.3 結(jié)果對比與模型驗證

根據(jù)計算模態(tài)分析與自由模態(tài)分析的結(jié)果，通過對比排氣系統(tǒng)模態(tài)頻率以及模態(tài)振型的吻合程度，可以得到兩種模態(tài)分析方法的相關度，進而可以驗證排氣系統(tǒng)有限元仿真分析的可靠性。下面列舉幾階關注度較高的模態(tài)進行對比，具體參見圖7、圖8。

通過兩種方法求得排氣系統(tǒng)自由模態(tài)頻率，見表5。

(a)數(shù)值模態(tài)分析

(b)試驗模態(tài)分析圖7 排氣系統(tǒng)一階彎曲

(a)數(shù)值模態(tài)分析

(b)試驗模態(tài)分析圖8 排氣系統(tǒng)一階扭轉(zhuǎn)

階數(shù)仿真頻率(Hz)試驗頻率(Hz)試驗模態(tài)阻尼(%)差值(Hz)111.39.90.341.4213.511.31.272.2320.317.11.563.2422.2------528.628.10.010.5630.6------737.836.40.271.4854.552.90.361.6971.671.20.210.41076.381.61.21-5.31198.398.00.130.312109.6104.30.565.313115.0115.80.23-0.814125.0122.00.113.015--132.90.11--16146.8148.50.47-1.7

從表5可以看出，計算模態(tài)分析與試驗模態(tài)分析的結(jié)果吻合程度很高，仿真分析與試驗分析的模態(tài)頻率差值在可接受的誤差范圍內(nèi)。

總體來看，有限元法所得到的結(jié)果滿足排氣系統(tǒng)模態(tài)分析的需要，認為該排氣系統(tǒng)的有限元模型符合要求，可進行進一步的仿真計算分析。

3 排氣系統(tǒng)懸掛點設計與驗證

3.1 排氣系統(tǒng)懸掛點設計

從部分排氣系統(tǒng)自由模態(tài)振型可以看出，各階模態(tài)振動位移較大的點主要分布在排氣系統(tǒng)波紋管附近管道、中段管道以及副消聲器上，而主消聲器振動位移較小。各階模態(tài)振型中，振動位移較大的點分布各不相同。

選擇排氣系統(tǒng)自由模態(tài)振型中振動位移最小的點作為潛在的懸掛點，沿排氣管道從波紋管前端到主消聲器依次編號。將排氣系統(tǒng)潛在懸掛點的各階自由模態(tài)振型系數(shù)以及對應的模態(tài)頻率從HYPERVIEW中導出，利用平均驅(qū)動自由度位移理論，得到各懸掛點的平均驅(qū)動自由度位移，結(jié)果如圖9所示。

圖9 潛在懸掛點平均驅(qū)動自由度位移曲線

根據(jù)平均驅(qū)動自由度位移理論，排氣系統(tǒng)的懸掛位置應該是潛在懸掛位置中平均驅(qū)動自由度位移(ADDOFD)最小的那些點，即平均驅(qū)動自由度位移曲線的波谷或接近波谷的那些點。在選擇懸掛位置時，應盡量避免選擇那些位于波峰的點。根據(jù)排氣系統(tǒng)的自身結(jié)構(gòu)，以及考慮到實際的安裝情況，選擇4個點作為該排氣系統(tǒng)的懸掛位置，具體的懸掛布置如圖10所示。

圖10 排氣系統(tǒng)懸掛點布置

3.2 懸掛點設計合理性驗證

3.2.1 排氣系統(tǒng)靜力分析

完成排氣系統(tǒng)的懸掛點設計后，可以通過靜力分析來預測整個系統(tǒng)在重力作用下的應力分布以及各懸掛點的載荷分布[11]。排氣系統(tǒng)懸掛點處通過橡膠吊耳與車身底板相連，用具有x、y、z三個方向剛度的彈簧代替橡膠吊耳。約束各懸掛點x、y、z三個方向的移動自由度。排氣系統(tǒng)各懸掛點載荷如圖11所示。

圖11 排氣系統(tǒng)懸掛位置載荷分布

通過排氣系統(tǒng)各懸掛位置的載荷，可以得到對應橡膠吊耳的剛度。要求排氣系統(tǒng)在重力作用下的靜位移不超過4mm，那么計算得到吊耳的剛度，見表6。

表6 排氣系統(tǒng)各懸掛位置吊耳剛度值

確定懸掛位置以及對應吊耳剛度后，可對排氣系統(tǒng)進行靜力分析。排氣系統(tǒng)的靜應力變形位移分布如圖12、圖13所示。

圖12 排氣系統(tǒng)靜力變形位移

圖13 排氣系統(tǒng)應力分布

從排氣系統(tǒng)的變形位移分布可以看出，較大的變形位移分布在副消聲器與管道連接處，以及前段管道彎曲處，最大變形位移不超過4mm，在規(guī)定值以內(nèi)。從排氣系統(tǒng)應力云圖可以看到，整個排氣系統(tǒng)的應力較小，應力集中的地方與其應變較大的地方相對應。排氣系統(tǒng)中最大的應力為62MPa，絕大部分應力都在5MPa以下。排氣系統(tǒng)的材料為409L不銹鋼，其屈服極限為200MPa。顯然，該排氣系統(tǒng)滿足強度要求。

3.2.2 排氣系統(tǒng)約束模態(tài)分析

排氣系統(tǒng)安裝在車身底板上，前端與發(fā)動機相連，主要受到發(fā)動機的振動沖擊。因此，排氣系統(tǒng)的固有頻率應與發(fā)動機怠速激勵頻率以及經(jīng)濟轉(zhuǎn)速對應的激勵頻率錯開，才能避免排氣系統(tǒng)振動頻率與發(fā)動機的振動頻率耦合而產(chǎn)生共振[12]。對排氣系統(tǒng)進行約束模態(tài)分析，可以檢驗所設計的懸掛點的合理性。表7為排氣系統(tǒng)全約束模態(tài)頻率。

表7 排氣系統(tǒng)全約束模態(tài)頻率

一般發(fā)動機怠速時的激勵頻率22～30Hz，經(jīng)濟轉(zhuǎn)速3000r/min對應的激勵頻率為100Hz。從表7可知，排氣系統(tǒng)的全約束模態(tài)中并沒有完全避開發(fā)動機怠速激勵頻率，有一階28.9Hz的模態(tài)處在其中。對于該排氣系統(tǒng)，最關注的是Z向的模態(tài)，而該階模態(tài)恰好不是Z向模態(tài)。因此，可以認為其約束模態(tài)較好地避開了發(fā)動機怠速振動頻率。即排氣系統(tǒng)不會跟發(fā)動機發(fā)生耦合而產(chǎn)生共振現(xiàn)象。發(fā)動機怠速激勵頻率和經(jīng)濟轉(zhuǎn)速激勵頻率附近的3階模態(tài)振型，即第九、第十以及第十四階模態(tài)振型，如圖14～圖16所示。

圖14 第九階約束模態(tài)振型(f=28.9Hz)

圖15 第十階約束模態(tài)振型(f=37.7Hz)

圖16 第十四階約束模態(tài)振型(f=98.1Hz)

排氣系統(tǒng)第九、十階模態(tài)振型中，振動較大的位置在波紋管管尾處、催化器處以及主消聲器兩個出口管處；第十四階模態(tài)振型中，振動位移較大的位置是主消聲器較長出口管，其他部位的振動均很小。由此可知，振動位移較大的位置都不處在懸掛點處，且與懸掛位置有較遠距離。因此，通過平均驅(qū)動自由度所設計的懸掛點滿足設計要求。

4 結(jié) 論

(1)本文運用HYPERMESH軟件對汽車排氣系統(tǒng)幾何模型進行簡化處理，并進行自由模態(tài)分析。利用平均驅(qū)動自由度位移(ADDOFD)理論對潛在懸掛點的各階模態(tài)振型進行加權求和，并選擇ADDOFD最小點作為懸掛點。

(2)通過排氣系統(tǒng)靜力分析，得知排氣系統(tǒng)各懸掛點的載荷分布均勻，整體應力很小，且沒有大的應力集中，即排氣系統(tǒng)滿足強度要求。對排氣系統(tǒng)進行全約束模態(tài)分析，結(jié)果表明，排氣系統(tǒng)的模態(tài)頻率避開了發(fā)動機怠速激勵頻率和經(jīng)濟轉(zhuǎn)速激勵頻率，即排氣系統(tǒng)振動不會跟發(fā)動機的振動產(chǎn)生耦合而發(fā)生共振。

因此，所設計的懸掛點滿足設計要求，能夠有效地降低排氣系統(tǒng)與發(fā)動機以及車身振動能量的傳遞，有助于改善車內(nèi)NVH特性，同時也能夠避免橡膠吊耳因強烈的振動跳動脫落。本文的研究為排氣系統(tǒng)的開發(fā)設計提供了依據(jù)，可縮短排氣系統(tǒng)研發(fā)周期，節(jié)約開發(fā)成本。