王娜，崔震，王乾勛，孫雪，劉嬌霞，張烈明

浙江飛碟汽車制造有限公司五征分公司汽車研究院 山東日照 276800

隨著社會的發(fā)展和商用車駕駛員的年輕化趨勢，對于商用車的各項性能要求例如駕駛平順性、操縱穩(wěn)定性、振動噪聲及智能娛樂等，均朝著乘用車化的方向發(fā)展。作為商用車的基礎(chǔ)性能，可靠性和耐久性仍舊是商用車產(chǎn)品市場競爭的基礎(chǔ)。其中，結(jié)構(gòu)件的斷裂問題是耐久性能的一種失效模式，在產(chǎn)品研發(fā)過程中一般需要通過嚴格的研發(fā)流程控制、虛擬性能仿真驗證、臺架試驗及試驗場可靠性試驗才能確保結(jié)構(gòu)件的耐久性能，以滿足客戶使用要求。

排氣系統(tǒng)是汽車的重要組成部分之一，它的作用是將廢氣排出發(fā)動機，并且使廢氣不進入駕駛室，以及降低發(fā)動機工作過程中產(chǎn)生的噪聲[1-3]。隨著排放法規(guī)的要求越來越嚴苛，尾氣后處理系統(tǒng)與排氣系統(tǒng)集成化設(shè)計也給商用車帶來了新的挑戰(zhàn)。

由于排氣系統(tǒng)需要延伸到距離發(fā)動機合適的位置，也需要足夠的空間以便于噪聲的控制，因此需要設(shè)計相應(yīng)的排氣管支架將排氣系統(tǒng)連接到整車底盤上。例如一端固定在變速器總成上，另一端連接排氣管的支架；一端連接在車架橫梁上，另一端連接排氣管的支架等均屬于排氣管支架。

排氣管支架失效（見圖1）問題是商用車可靠性試驗的痛點之一，這是因為首先在設(shè)計認知上，排氣管支架的設(shè)計一般不會經(jīng)過嚴格的流程控制，而簡單歸結(jié)為一種連接結(jié)構(gòu)進行設(shè)計；其次，排氣管支架有可能承受來自于系統(tǒng)本身的高溫，造成由于溫度梯度的變化而產(chǎn)生失效；再次，整個排氣系統(tǒng)內(nèi)部氣流的控制如果不合理，還會由排氣動作本身造成的氣體壓力而使支架承受額外的非期望載荷；最后，排氣系統(tǒng)是一個復(fù)雜的系統(tǒng)，支架的布置位置也需要考慮整個系統(tǒng)的振動能量分布，盡量使支架布置在整體能量較低的節(jié)點上。

圖1 排氣管支架失效

除了設(shè)計的因素，排氣管支架的失效外部因素為載荷的變化，載荷主要來自于路面激勵和發(fā)動機激勵。來自發(fā)動機的激勵主要分為怠速激勵和正常行駛速度下的激勵，來自路面的激勵則是汽車行駛時通過輪胎傳遞到車架的運動學(xué)載荷。

頻率響應(yīng)分析是指在頻域上分析結(jié)構(gòu)的動力學(xué)響應(yīng)，也稱為穩(wěn)態(tài)響應(yīng)分析。由于不考慮結(jié)構(gòu)運動的初始條件，頻響分析雖然不能得到結(jié)構(gòu)響應(yīng)外部載荷時的瞬間最大真實值，但可以通過分析計算得到結(jié)構(gòu)在各頻率下穩(wěn)定運動時的幅值及相位。通過研究控制結(jié)構(gòu)對于外部簡諧激勵的響應(yīng)，就可以從設(shè)計前期評估結(jié)構(gòu)產(chǎn)生失效的風(fēng)險程度，從而避免結(jié)構(gòu)設(shè)計后期更改帶來的時間和成本問題[4]。從計算方法角度看，頻響分析分為直接法（DFREQ）和模態(tài)法（MFREQ）[5]，應(yīng)用有限元分析軟件可以方便快速地針對這兩種方法進行分析計算。

針對某商用車型的排氣管支架出現(xiàn)的斷裂問題，分別從發(fā)動機端激勵和車架端激勵兩方面進行頻響分析，確定該失效支架對于兩種激勵載荷的響應(yīng)度，進而研究該支架失效的主要原因。分析使用Hyperworks軟件進行計算求解，采用模態(tài)法進行頻響分析。

模態(tài)分析

1.有限元模型建立

為準確模擬排氣管支架在整車中的振動情況，建模時需要加上整個車架和排氣后處理系統(tǒng)。車架和排氣后處理系統(tǒng)由鈑金件和鑄件構(gòu)成，鈑金件在建模時直接抽取中面，鑄件采用1階四面體單元，車架網(wǎng)格尺寸、排氣后處理系統(tǒng)網(wǎng)格尺寸和連接建模均參考企業(yè)建模標準。整個系統(tǒng)中的膠塊及波紋管用彈簧單元模擬，發(fā)動機總成的總質(zhì)量采用質(zhì)量點形式加載。由于后處理系統(tǒng)內(nèi)部結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，網(wǎng)格劃分時需要進行適當(dāng)簡化，舍棄一些特征，最終的模型質(zhì)量要確保和實物一致。

模態(tài)分析一般分為自由模態(tài)分析和約束模態(tài)分析，這里采用約束模態(tài)分析，能夠更準確地反映排氣系統(tǒng)在整車中的振型情況。約束車架前后板簧吊耳安裝點位置的X、Y及Z方向移動自由度，如圖2所示。

圖2 排氣系統(tǒng)模態(tài)分析有限元模型

2.分析結(jié)果

將模態(tài)分析結(jié)果中與排氣系統(tǒng)相關(guān)的識別出來，結(jié)合振型的描述見表1，模態(tài)云圖如圖3所示。

圖3 排氣系統(tǒng)模態(tài)云圖

表1 模態(tài)結(jié)果

根據(jù)模態(tài)分析的振型及模態(tài)應(yīng)力分布，結(jié)合排氣管支架開裂位置可以初步判斷，支架的失效是由系統(tǒng)前后振動引起。排氣系統(tǒng)的前后擺動模態(tài)出現(xiàn)在69Hz以后，其中低于36Hz的模態(tài)基本上為后處理系統(tǒng)局部模態(tài)。

車架端激勵頻響分析

如前所述，排氣系統(tǒng)的激勵載荷來源于兩部分：路面激勵和發(fā)動機激勵，為了識別這兩種激勵對排氣系統(tǒng)支架的應(yīng)力響應(yīng)影響，分別進行車架端激勵頻響分析和發(fā)動機端激勵頻響分析。

考慮路面激勵導(dǎo)致排氣管支架失效的可能性，在車架端施加激勵。模型約束車架板簧中心處的X、Y及Z方向移動自由度，在車架板簧中心處分別施加X、Y及Z三個方向的激勵，激勵大小為9800mm/s2?？紤]輪胎轉(zhuǎn)動傳遞的路面激勵頻率范圍，分析時激勵范圍為5～30Hz。

查看分析結(jié)果，輸出排氣管捆帶處頻響應(yīng)力最大點（ID，100931）和排氣管支架頻響應(yīng)力最大點（ID，99881）的頻響應(yīng)力曲線。

X方向激勵時，頻響應(yīng)力在10.05Hz時出現(xiàn)最大峰值，峰值出現(xiàn)在排氣管支架開裂位置。查看10.05Hz時的模態(tài)結(jié)果，振型為后處理系統(tǒng)前后擺動，可以判定排氣管支架出現(xiàn)頻響應(yīng)力峰值是由后處理系統(tǒng)的前后擺動引起的，峰值應(yīng)力為302MPa。

圖4 車架端X方向激勵時排氣管支架頻響應(yīng)力

在頻響分析中，峰值應(yīng)力的大小跟阻尼系數(shù)關(guān)系較大，由于阻尼系數(shù)很難準確測量，一般根據(jù)經(jīng)驗值給出，也可以根據(jù)分析規(guī)范形成分析經(jīng)驗。為了確認車架端X方向激勵時的系統(tǒng)危險點，同時輸出消聲器吊架頻響應(yīng)力最大點（ID，458731）與排氣管支架頻響應(yīng)力最大點（ID，99881）的頻響應(yīng)力曲線（見圖5）。從結(jié)果中可以看出，在10.05Hz時消聲器吊架頻響應(yīng)力遠遠大于排氣管支架頻響應(yīng)力，但是消聲器吊架在實際可靠性試驗中并沒有損壞，故排除排氣管支架開裂是由于車架端X方向激勵引起。

圖5 車架端X方向激勵時消聲器吊架和排氣管支架頻響應(yīng)力

Y方向激勵時，頻響應(yīng)力在2.03Hz時出現(xiàn)最大峰值（見圖6），峰值出現(xiàn)在排氣管捆帶折彎位置。捆帶在實際可靠性試驗中并沒有損壞，故排除排氣管支架開裂是由于車架端Y方向激勵引起。

圖6 車架端Y方向激勵時排氣管支架頻響應(yīng)力

Z方向激勵時，頻響應(yīng)力在8.95Hz時出現(xiàn)最大峰值（見圖7），峰值出現(xiàn)在排氣管捆帶折彎位置。捆帶在實際可靠性試驗中并沒有損壞，故排除排氣管支架開裂是由于車架端Z方向激勵引起。

通過分析車架端X、Y和Z三個方向頻響應(yīng)力結(jié)果可知，車架端激勵不是引起排氣管支架失效的主要原因。

發(fā)動機端頻響分析

考慮發(fā)動機振動導(dǎo)致排氣管支架失效時，需在發(fā)動機質(zhì)心位置施加激勵。模型約束發(fā)動機質(zhì)心位置X、Y及Z方向移動自由度，在發(fā)動機質(zhì)心位置施加X、Y及Z三個方向的激勵，激勵大小為9800mm/s2，根據(jù)發(fā)動機轉(zhuǎn)速計算，頻響分析中激勵范圍為25～120Hz。

按照上節(jié)分析結(jié)果查看思路，輸出排氣管捆帶頻響應(yīng)力最大點（ID，11513）和排氣管支架頻響應(yīng)力最大點（ID，12496）分別在X、Y、Z激勵方向下的頻響應(yīng)力曲線，如圖8～圖10所示。

圖9 發(fā)動機端Y方向激勵時排氣管支架頻響應(yīng)力

圖10 發(fā)動機端Z方向激勵時排氣管支架頻響應(yīng)力

由頻響應(yīng)力曲線可以看出，X方向激勵時，頻響應(yīng)力在69.4Hz時出現(xiàn)最大峰值，峰值出現(xiàn)在排氣管支架開裂位置，與失效位置吻合；Y和Z方向激勵時，頻響應(yīng)力在38.68Hz時出現(xiàn)最大峰值，峰值出現(xiàn)在排氣管捆帶上。由此可以得出：發(fā)動機X方向激勵引起的振動為排氣管支架失效的主要原因，按照相同的分析方法，可設(shè)計新的排氣管支架，對比分析支架的頻響應(yīng)力曲線，可有效避免后期支架的失效問題。

結(jié)論

針對某商用車排氣管支架失效問題，對整個系統(tǒng)進行了模態(tài)分析和頻率響應(yīng)分析。通過模態(tài)分析得到各系統(tǒng)振型，初步判斷排氣管支架失效原因。進而根據(jù)排氣系統(tǒng)中間波紋管軟連接的特點，提出了分別從車架端激勵和發(fā)動機端激勵兩個方面進行頻率響應(yīng)分析的方法。通過對結(jié)果分析得到發(fā)動機端X方向激勵時，出現(xiàn)的最大頻響應(yīng)力與失效位置相符，得出排氣管支架失效的主要原因來源于發(fā)動機激勵。為后續(xù)該支架的設(shè)計與改進提供了理論基礎(chǔ)，具有一定的指導(dǎo)意義。

由于頻響分析中，假設(shè)結(jié)構(gòu)本身的模態(tài)與激勵頻率固定振幅進行耦合分析，但是實際激勵載荷的振動幅值是時刻變化的，模態(tài)吻合如果振動幅值非常小的情況下，考慮阻尼的影響，結(jié)構(gòu)不一定會激起響應(yīng)的模態(tài)振型，因此，頻響分析用來判定結(jié)構(gòu)的失效并不是最完美的方法。下一步計劃測量車架端和發(fā)動機端的可靠性試驗路試振動信號數(shù)據(jù)，依據(jù)采集的信號對結(jié)構(gòu)進行振動疲勞分析，能夠進一步確定危險位置的應(yīng)力水平，從而為設(shè)計出更加合理的結(jié)構(gòu)打下基礎(chǔ)。