侯獻軍 盧俊宇* 何 喆 王友恒

(武漢理工大學現(xiàn)代汽車零部件技術湖北省重點實驗室1) 武漢 430070) (武漢理工大學汽車零部件技術湖北省協(xié)同創(chuàng)新中心2) 武漢 430070) (武漢理工大學湖北省新能源與智能網(wǎng)聯(lián)車工程技術研究中心3) 武漢 430070)

0 引 言

排氣系統(tǒng)作為摩托車不可或缺的部件，若在摩托車行駛過程中出現(xiàn)疲勞破壞，不僅會影響到駕駛員正常駕駛，還會對周圍環(huán)境造成嚴重損害[1].通過仿真模擬疲勞耐久性試驗，在設計初期就對摩托車排氣系統(tǒng)疲勞壽命做出預測，為技術人員進行抗疲勞耐久性設計提供幫助，可以大幅縮短產(chǎn)品的研發(fā)周期[2].

國內外學者通過分析排氣系統(tǒng)模態(tài)參數(shù)以及振動信號，在排氣系統(tǒng)焊縫以及減振部件上進行研究，分析此類位置的疲勞壽命判斷排氣系統(tǒng)的耐久性能.Michiue等[3]針對摩托車排氣系統(tǒng)疲勞壽命進行了預測，并通過振動試驗驗證預測結果.Sissa等[4]采用仿真軟件分析發(fā)動機排氣歧管處低周和高周疲勞，對其耐久性做出評價.Lee等[5]針對排氣系統(tǒng)受到焊縫形狀影響而導致的疲勞損壞進行研究，對其疲勞壽命進行預測，并通過試驗驗證預測結果準確性.Domen等[6]通過建立排氣系統(tǒng)三維模型并對其進行仿真模擬獲得應力云圖以及疲勞壽命云圖，分析其在機械載荷下的耐久性能.Fernández等[7]分析了影響排氣系統(tǒng)壽命預測的多種影響因素，主要涉及到熱疲勞分析以及斷裂疲勞分析.Bansode等[8]通過研究排氣系統(tǒng)溫度分布及其熱應力來判斷排氣系統(tǒng)的結構強度和壽命，并提出優(yōu)化方案改善應力分布.胡蓉[9]通過振動測試與分析，找到測試點振動頻率的特點，對排氣系統(tǒng)安裝方式以及減振部件加以改進，改進后的排氣系統(tǒng)通過了耐久性試驗且進入批量生產(chǎn).鄭松林等[10]建立試驗臺系統(tǒng)的有限元模型，對其驗證精度并仿真分析，總結出一套臺架試驗和仿真分析相結合的虛擬疲勞分析流程.在研究排氣系統(tǒng)耐久性的同時，也有學者提出了許多耐久性的評價方法.Spieth等[11]研究了排氣系統(tǒng)疲勞壽命評估計算方法，提出了一種基于改進的頻響分析的仿真方法.Jie等[12]將名義應力法與動態(tài)疲勞分析相結合，提出了一種基于動力響應的全壽命分析方法.邵毅敏等[13]基于實測載荷數(shù)據(jù)在考慮摩托車疲勞試驗臺載荷輸入方式的基礎上運用雙參數(shù)雨流計數(shù)法組編形成多工況綜合試驗載荷譜.用計算機輔助設計技術來研究摩托車排氣系統(tǒng)疲勞耐久性在現(xiàn)階段尤其是工程應用上具有很大的研究意義及發(fā)展空間.

文中借助CAE技術，采用理論分析與試驗驗證相結合的方法，建立摩托車排氣系統(tǒng)仿真模型，結合仿真結果與試驗結果，針對存在的問題，提出改進方案并選出最優(yōu)方案，從而獲得具有較好耐久性的摩托車排氣系統(tǒng).

1 排氣系統(tǒng)有限元模型建立及驗證

1.1 排氣系統(tǒng)模型建立

通過有限元分析方法對排氣系統(tǒng)進行應力分析，有限元網(wǎng)格尺寸的大小對應力分析結果影響很大，考慮后續(xù)耐久性壽命預測，本文選擇4 mm網(wǎng)格尺寸為主，部分關鍵區(qū)域的網(wǎng)格尺寸會小于4 mm，從而提高分析結果精度.建模所需摩托車排氣系統(tǒng)結構參數(shù)為：消聲器總容積2.82 L，腔體長度279 mm，直徑110 mm，主消聲器腔體外殼厚度約1.2 mm，消聲器內部有管路和隔板，管路厚度1.5 mm，隔板厚度與腔體外殼相同.摩托車排氣系統(tǒng)材料為0Cr18Ni9，該材料的物理參數(shù)和力學性能參數(shù)見表1.利用CATIA軟件建立排氣系統(tǒng)模型見圖1.

表1 材料物理和力學參數(shù)

圖1 排氣系統(tǒng)三維模型

1.2 排氣系統(tǒng)模型驗證

運用ANSYS軟件中的Model模塊對摩托車排氣系統(tǒng)進行自由模態(tài)分析.表2為摩托車排氣系統(tǒng)前16階自由模態(tài)的固有頻率.圖2為排氣系統(tǒng)自由模態(tài)第1階振型，其模態(tài)頻率為85.15 Hz.

圖2 排氣系統(tǒng)自由模態(tài)第一階振型

摩托車排氣系統(tǒng)模態(tài)試驗采用力錘敲擊法，在保證摩托車排氣系統(tǒng)完全靜止的前提下，對排氣長管上選定的激勵點進行敲擊.記錄13個測量點的振動加速度和受力等參數(shù)變化，利用LMS軟件對實驗結果進行處理，最終在模態(tài)分析基本理論指導下把得到的被測點之間的傳遞函數(shù)進行擬合，獲得該摩托車排氣系統(tǒng)的模態(tài)參數(shù)，模型在LMS軟件中Geometry界面下創(chuàng)建完成，見圖3.表2為通過模態(tài)敲擊試驗所得的前16階模態(tài)的固有頻率.

圖3 排氣系統(tǒng)簡化模型

表2 排氣系統(tǒng)模態(tài)分析與試驗結果對比

階次分析值f1/Hz試驗值f2/Hz相對誤差f1-f2/f2/%185.1584.623.062125.15124.891.843127.24126.582.144214.29213.061.735252.16250.471.496374.39366.962.027402.24399.583.258559.76561.854.949578.22569.411.5910766.27769.263.4011869.48874.812.3912965.9113978.61983.792.02141 031.481 025.782.55151 109.751 115.681.42161 194.971 208.942.77

由表2可知，誤差均低于5%，所建立的模型符合實際排氣系統(tǒng)結構的固有振動特性，置信度較高，可以利用該模型進行后續(xù)工作.

2 排氣系統(tǒng)機械應力分析

2.1 振動試驗

通過振動試驗獲得試驗車輛在怠速以及加速時摩托車排氣系統(tǒng)的振動狀況.通過振動測試結果，為后續(xù)摩托車排氣系統(tǒng)疲勞耐久性分析提供振動載荷的輸入數(shù)據(jù).通過加速度傳感器測量得到發(fā)動機施加在消聲器上的振動數(shù)據(jù).由于怠速工況下影響比較小，故只分析加速工況下振動數(shù)據(jù)，見圖4.

圖4 排氣系統(tǒng)振動信號

發(fā)動機轉速在5 000 r/min以下時振動較小，隨后轉速增加，振動大幅度提高，在6 000 r/min左右振動最強烈，最大值為5.9g.轉速繼續(xù)提高，振動有所下降，最終穩(wěn)定在某一范圍內.將試驗所得振動數(shù)據(jù)作為疲勞耐久分析的振動載荷輸入.

2.2 機械應力分析

1) 有限元網(wǎng)格劃分 三維模型導入到Hypermesh軟件當中進行有限元前處理.網(wǎng)格劃分將單元類型定義為四邊形殼單元，由于在后續(xù)疲勞分析中要求網(wǎng)格尺寸在2～4 mm，此處選取基本單元尺寸為4 mm.單元厚度與實物模型厚度保持一致.網(wǎng)格單元劃分情況見表3，劃分完成后的摩托車排氣系統(tǒng)有限元模型見圖5.

表3 排氣系統(tǒng)模型單元節(jié)點數(shù)

圖5 排氣系統(tǒng)網(wǎng)格劃分模型

2) 邊界條件加載 根據(jù)支架支耳預應力，對兩支耳施加沿螺孔軸向方向100 N的載荷；由振動試驗可知，當發(fā)動機轉速在6 000 r/min左右時垂直地面方向受到的載荷最大，為5.9g；按照耐久性試驗要求，對摩托車排氣系統(tǒng)響應位置進行6自由度的約束.

3) 機械應力計算 將有限元模型導入ANSYS中進行有限元計算，得到摩托車排氣系統(tǒng)的機械應力云圖見圖6.由圖6可知，應力集中主要出現(xiàn)在排氣系統(tǒng)支架支耳處，在上支耳附近出現(xiàn)最大應力，為174 MPa.在支架與腔體連接部位也出現(xiàn)應力集中，但應力很小，不會對排氣系統(tǒng)耐久性造成明顯影響.

圖6 排氣系統(tǒng)機械應力云圖

3 排氣系統(tǒng)熱應力分析

排氣系統(tǒng)內部有高溫廢氣流動，外部直接與空氣接觸，溫差較大，排氣系統(tǒng)在這樣惡劣的環(huán)境下工作，就要求其熱應力在允許范圍內.針對排氣系統(tǒng)熱應力分析，首先要獲得其溫度場，根據(jù)熱傳導理論及邊界條件，以及材料的物理特性等獲得研究對象每一點的溫度狀況.之后計算其應力場，根據(jù)熱彈性力學理論，由彈性體的變溫來求解物體各個節(jié)點的熱應力.

3.1 溫度場分析

對排氣系統(tǒng)而言，內部與高溫氣體接觸，外部與空氣接觸，故其自身溫度受內部高溫氣體和常溫空氣共同影響.圖7為摩托車排氣系統(tǒng)整體和內部結構溫度場的分布情況，排氣系統(tǒng)進出口處溫度約為1 088和511 K.

圖7 排氣系統(tǒng)溫度分布云圖

由圖7可知，排氣系統(tǒng)進氣尾管由于直接與發(fā)動機相連，受到高溫廢氣溫度的影響最為明顯，溫度最高.順著廢氣流動方向，排氣系統(tǒng)內部第一腔和第二腔溫度較高，而第三腔溫度僅高于排氣尾管出口溫度.受到內部廢氣溫度影響，排氣系統(tǒng)腔體外殼表面各部位溫度也有明顯差別，整體上與內部氣體流動的方向一致.由于在排氣系統(tǒng)外側焊接有支架，支架與外界空氣直接接觸，不接觸來自發(fā)動機的高溫廢氣，故與支架相接處的排氣系統(tǒng)腔體以及隔音板附近溫度較低，總體溫度場分布趨勢與實際情況相符.

3.2 熱應力分析

把溫度場分析中獲得的各溫度條件作為輸入載荷.為避免使用全約束邊界使得應力集中在約束區(qū)域，對分析結果造成較大誤差，因此選擇對稱約束邊界.運用ANSYS軟件進行熱應力分析，獲得熱應力云圖見圖8.

圖8 排氣系統(tǒng)熱應力分布云圖

由圖8可知，熱應力主要集中在排氣系統(tǒng)支架上，特別是在支架兩支耳連接處應力集中區(qū)域較大，其最大應力251 MPa，已經(jīng)超過材料的屈服極限，可以認為此處為危險位置.由熱應力云圖可以看出在排氣系統(tǒng)內部，熱應力主要集中在消音管與隔音板連接處以及隔音板與外側腔體連接處，排氣系統(tǒng)內部最大熱應力為111 MPa，出現(xiàn)在隔音板與消音管連接處.內部應力分布狀況整體較好，未出現(xiàn)特別明顯的應力集中，且應力都不大，不會影響到排氣系統(tǒng)結構特性.

4 排氣系統(tǒng)疲勞耐久性分析

運用ANSYS軟件中nCode DesignLife模塊對摩托車排氣系統(tǒng)疲勞壽命進行仿真計算，因為模型屬于高周疲勞范疇內，所以使用Goodman模型.Goodman模型曲線為

(1)

式中：σa為交變應力幅；σm為平均應力；σe為在平均應力σm為零時的最大交變應力；σn為材料的抗拉極限強度.

本文研究的摩托車排氣系統(tǒng)主要由0Cr18Ni9組成，該材料是一種不銹鋼耐熱鋼.將該材料的特性參數(shù)輸入軟件擬合出其S-N曲線見圖9.

圖9 0Cr18Ni9材料的S-N曲線

運用nCode DesignLife軟件進行疲勞壽命分析，定義排氣系統(tǒng)材料特性，將振動試驗得到的振動載荷以及熱應力結果作為輸入條件.基于Miner線性累積損傷理論，選用Goodman模型來修正材料循環(huán)應力和平均應力之間的關系，得到排氣系統(tǒng)疲勞壽命云圖見圖10.

圖10 排氣系統(tǒng)壽命云圖

由圖10可知，壽命較小的部位主要集中在排氣系統(tǒng)支架上，尤其在支架兩支耳連接處和支架與腔體連接處疲勞壽命較小，且危險位置區(qū)域較大，其中最小壽命出現(xiàn)在支架兩支耳連接處，為8.28×104次循環(huán).在排氣系統(tǒng)內部管路與各邊相連接處疲勞壽命也相對較小，但其壽命均在109以上，因此不認為此類部位為危險位置.

綜合觀察排氣系統(tǒng)機械應力云圖、熱應力云圖以及疲勞壽命云圖可知，該排氣系統(tǒng)在支架附近的最大應力已經(jīng)超過材料的屈服極限，材料會發(fā)生塑性變形，這種情況是非常危險的，且疲勞壽命也較小，不足以達到設計標準要求，故對排氣系統(tǒng)進行改進優(yōu)化.

5 排氣系統(tǒng)結構優(yōu)化

5.1 排氣系統(tǒng)優(yōu)化方案

根據(jù)上文研究分析結果，針對摩托車排氣系統(tǒng)支架處應力集中明顯且疲勞壽命較低的問題，對支架部位加以優(yōu)化，提出三種優(yōu)化方案，模型結構見圖11.

圖11 排氣系統(tǒng)支架優(yōu)化方案結構圖

方案1在原方案的基礎上，將支架兩支耳連接處的曲率增大，增加兩支耳連接處的結構強度.方案2在原方案基礎上增大支架上各棱角處曲率，使得支耳所在平面和支架與排氣系統(tǒng)腔體連接面之間的過渡相對平緩.方案3在原方案的基礎上主要增大支耳所在平面和支架與排氣系統(tǒng)腔體連接面之間的曲率，使得兩平面能夠平滑過渡.

5.2 優(yōu)化方案對比分析

三種優(yōu)化方案均是在支架上應力集中較為明顯的部位進行改進的，未影響到原排氣系統(tǒng)聲學特性.對三種改進后的排氣系統(tǒng)通過ANSYS軟件進行機械應力與熱應力分析，材料的性能參數(shù)與輸入載荷參考原方案.得到三種方案機械應力與熱應力的綜合應力云圖見圖12.

圖12 優(yōu)化后支架綜合應力云圖

觀察三種方案應力云圖可知，方案1應力分布與原方案相差較小，但其最大應力遠小于原方案，為177 MPa，可以認為優(yōu)化效果比較明顯.方案2與方案3支架結構應力分布都比較均勻，未出現(xiàn)局部應力過大的現(xiàn)象，且方案2最小應力大于方案3.

將應力分析結果導入Ncode DesignLife軟件進行壽命計算，得出三種方案疲勞壽命云圖見圖13.最大應力與最小疲勞壽命見表4.方案2與方案3壽命云圖分布狀況遠優(yōu)于方案1.方案1較原方案有所改善，但其壽命仍然較小.方案2與方案3壽命云圖分布狀況較好，支架兩支耳連接處的壽命明顯延長，最小壽命出現(xiàn)在支架與腔體連接處，且最小壽命均較長，其中方案2疲勞壽命優(yōu)于方案3.

圖13 優(yōu)化后支架壽命云圖

表4 改進方案最大應力與最小疲勞壽命

方案最大應力/MPa最小疲勞壽命方案11778.019×108方案21503.528×1010方案31642.416×109

綜合考慮以上三個方案，認為方案2應力分布和壽命分布都較為均勻且最大應力在三個方案中最小，最小壽命在三個方案中最長.因此，選擇方案2為最佳方案.并制作實物用于后續(xù)試驗驗證.

5.3 優(yōu)化后排氣系統(tǒng)耐久性驗證

此類型摩托車耐久性試驗總里程為20 000 km，其中平坦公路12 000 km、坡路4 000 km、顛簸路4 000 km.試驗過程中臺架試驗不限速，路試最高車速限制為60 km/h，要求試驗全程有駕駛員操縱車輛.試驗完成后，要求摩托車排氣系統(tǒng)整體結構完整、確保摩托車整車性能在噪聲、排放等項目中滿足國家相應標準為合格.試驗過程中每行駛300 km，檢查規(guī)定易損部位的狀況.每行駛1 000 km，檢查排氣系統(tǒng)安裝固定情況.

20 000 km耐久性試驗結束后對摩托車排氣系統(tǒng)進行全方位檢查，經(jīng)檢查發(fā)現(xiàn)排氣系統(tǒng)基本完好.特別關注在仿真分析過程中應力集中較為明顯和疲勞壽命較小的支架兩支耳連接部位和支架與排氣系統(tǒng)腔體連接部位，并未發(fā)現(xiàn)有明顯裂紋.實際情況與仿真計算結果相符，可認為該摩托車排氣系統(tǒng)疲勞耐久性滿足國家標準要求.

6 結 論

1) 運用CATIA軟件建立排氣系統(tǒng)三維模型，用ANSYS軟件分析其自由模態(tài)，對比數(shù)值自由模態(tài)與試驗自由模態(tài)相對誤差在5%以內，說明建立的有限元模型具有較高的置信度.

2) 通過振動試驗獲得行駛過程中排氣系統(tǒng)的振動信號.計算分析機械應力主要集中在支架上兩支耳附近，熱應力主要分布在支架上，在支架兩支耳連接處出現(xiàn)最大熱應力.

3) 將應力分布作為載荷，經(jīng)Goodman修正，計算排氣系統(tǒng)疲勞壽命云圖.可知排氣系統(tǒng)壽命較小的危險位置主要集中在支架上，在支架兩支耳連接處出現(xiàn)最小壽命，分析可知最小熱應力與最小壽命遠不及設計要求.

4) 對支架進行優(yōu)化改進，設計三種改進方案.分別對三種方案進行應力分析和疲勞壽命分析，對比分析結果選出應力分布和疲勞壽命分布最佳的方案，該方案最大應力為150 MPa，最小疲勞壽命為3.528×1010次循環(huán)，均滿足設計要求.根據(jù)最優(yōu)方案制作實物，裝車進行耐久性試驗，經(jīng)試驗驗證，證明該排氣系統(tǒng)具有較好的耐久性.