侯 路,王海波,譚 偉,于根穩(wěn)
(東風(fēng)汽車股份有限公司 商品研發(fā)院,武漢 430057)
隨著社會的發(fā)展和技術(shù)的進步,人們對現(xiàn)代汽車的要求越來越高。結(jié)構(gòu)緊湊、寬敞舒適、NVH性能良好的汽車受到普遍歡迎。汽車排氣系統(tǒng)作為汽車乘坐舒適性的主要影響因素之一,其振動問題在業(yè)界得到了廣泛的重視。車輛運行時,排氣系統(tǒng)承受來自發(fā)動機的周期性動載荷,并引起排氣系統(tǒng)振動從而影響系統(tǒng)零件以及吊掛零件的可靠性;同時周期振動通過排氣系統(tǒng)橡膠吊掛軟墊傳遞到車體,影響車身結(jié)構(gòu)的噪聲振動平順性等指標,因此有必要對排氣系統(tǒng)振動特性進行分析和優(yōu)化。
汽車排氣系統(tǒng)模型一般由以下幾部分組成:減振波紋管、主消聲器、后消聲器、管道、連接法蘭、掛鉤及橡膠吊耳組成。其前端法蘭盤通過螺栓與發(fā)動機剛性相連,中間法蘭盤通過螺栓將管道連接,掛鉤處通過橡膠吊耳懸掛在車廂地板面上。
本文利用某汽車排氣系統(tǒng)三維CAD模型,在充分考慮各個零件質(zhì)量分布情況的基礎(chǔ)上,采用HYPERMESH軟件建立有限元模型,并進行相應(yīng)的簡化處理。
動力總成布置形式為橫置,動力總成輪廓采用plot單元模擬,選取動力總成質(zhì)心為主節(jié)點,與plot單元剛性連接,賦予動力總成質(zhì)心集中質(zhì)量和轉(zhuǎn)動慣量,如圖1所示。
分析中一般采用零長度的彈簧單元 (cbush)代替波紋管,在局部坐標系中賦予剛度值,如圖2所示。
有限元模型中,兩個法蘭間采用rbe2連接,如圖3所示。
由于前后消聲器內(nèi)部結(jié)構(gòu)的復(fù)雜性,不能完全采用網(wǎng)格劃分的方法建立它們的有限元模型,所以對前后消聲器的外殼進行網(wǎng)格劃分,再進行配重處理,如圖4所示。
與波紋管同方法,采用無阻尼的彈簧單元模擬,并給定初始設(shè)計的剛度值,如圖5所示。
圖6為帶動力總成的排氣系統(tǒng)有限元模型,零件材料參數(shù)見表1所列。
表1 零部件材料屬性
動力總成作為車輛的主要振動激勵源之一,其激勵可通過波紋管傳遞給排氣系統(tǒng),再由吊耳橡膠軟墊組件傳遞給車身引起車內(nèi)振動。若吊耳橡膠軟墊的動剛度匹配不佳,會導(dǎo)致較大的車身振動,動剛度過高不利于吊耳隔振,同時動剛度也不能太低,過低的動剛度雖可以提高隔振率,但會導(dǎo)致吊耳橡膠軟墊產(chǎn)生較大的靜變形,對吊耳橡膠件的耐疲勞性能具有不利影響。在排氣系統(tǒng)設(shè)計中,所需輸入的轉(zhuǎn)動慣量和剛度參數(shù)見表2。
表2 輸入?yún)?shù)
對汽車的排氣系統(tǒng)進行約束模態(tài)分析,求解排氣系統(tǒng)的特征頻率和特征向量,為整車平順性匹配提供依據(jù)。采用MSC.NASTRAN中模態(tài)分析模塊SOL103對圖6中的有限元模型進行了模態(tài)分析。表3為該排氣系統(tǒng)的各階次頻率值。
表3 排氣系統(tǒng)頻率值
通過排氣系統(tǒng)的約束模態(tài)頻率與路面激勵、發(fā)動機激勵的對比,可以判斷結(jié)構(gòu)是否存在與激勵源頻率的耦合,從而可以分析排氣系統(tǒng)振動對整車NVH性能產(chǎn)生的影響,掌握排氣系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計的優(yōu)化方向。本文主要針對發(fā)動機排氣激勵進行分析,發(fā)動機在怠速范圍內(nèi)的頻率為24~26 Hz,從表3可以看各階次的頻率均不在怠速頻率范圍內(nèi),避免了共振現(xiàn)象。
發(fā)動機在工作狀態(tài)時,排氣系統(tǒng)會產(chǎn)生振動,吊耳會將動態(tài)載荷傳遞給車身,希望這種動載荷越小越好,那么車身的振動也越小。
吊耳傳遞給車身動態(tài)載荷計算:所研究車型的發(fā)動機怠速頻率為24~26 Hz,將起始頻率定為20 Hz,給發(fā)動機一個繞曲軸方向大小為100 N·m激勵扭矩,分析20~100 Hz頻率范圍內(nèi)吊耳承受的動態(tài)載荷。將處理好的模型提交MSC.NASTRAN計算,進行后處理,各吊耳處Z向動載荷如圖7所示。
從圖7可以看出,在20~100 Hz頻率范圍內(nèi),吊耳1、吊耳2、吊耳3、吊耳4、吊耳5的動載荷峰值在頻率33 Hz,大小不超過2 N,發(fā)動機怠速時,各吊耳處動載荷更小。根據(jù)經(jīng)驗,發(fā)動機工作時,排氣系統(tǒng)吊耳的動態(tài)載荷最好不超過10 N,說明吊耳的隔振效果是非常好的,達到了設(shè)計的要求。
車輛運行時,排氣系統(tǒng)承受來自發(fā)動機的周期動載荷,載荷引起排氣系統(tǒng)振動從而影響系統(tǒng)結(jié)構(gòu)件以及吊掛件的可靠性;所以有必要對排氣系統(tǒng)在極限工況和疲勞工況下進行強度分析,檢驗設(shè)計方案是否滿足強度要求。
極限工況1:發(fā)動機最大扭矩4736 N·m下靜力學(xué)分析。約束動力總成車身端懸置支架和排氣系統(tǒng)吊掛點,在動力總成質(zhì)心處施加繞y軸方向的扭矩4736 N·m,進行靜力學(xué)分析,結(jié)果見圖8所示。
極限工況2:排氣系統(tǒng)Z向加載4 g加速度下靜力學(xué)分析。約束動力總成車身端懸置支架和排氣系統(tǒng)吊掛點,施加Z向4 g加速度給動力總成和排氣系統(tǒng),結(jié)果見圖9所示。
疲勞工況3:發(fā)動機在怠速25 Hz扭矩575 N·m下的頻率響應(yīng)分析。約束動力總成車身端懸置支架和排氣系統(tǒng)吊掛點,在動力總成質(zhì)心處施加繞y軸方向的扭矩575 N·m,進行頻率響應(yīng)分析,結(jié)果見圖10所示。
強度判定標準:極限工況下,最大應(yīng)力需小于材料屈服強度;疲勞工況下,最大應(yīng)力需小于材料抗拉強度的0.4倍。從計算結(jié)果得,發(fā)動機最大扭矩和排氣系統(tǒng)Z向4 g加速度兩種極限工況下的最大應(yīng)力分別是52.5 MPa和232 MPa,應(yīng)力均小于材料SUH409的屈服極限234 MPa;發(fā)動機在怠速25 Hz扭矩575 N·m下的頻率響應(yīng)分析中最大應(yīng)力為47.8 MPa,小于材料SUH409的抗拉強度的0.4倍,排氣系統(tǒng)的可靠性滿足要求,各工況下安全系數(shù)見表4。其中Target*為材料SUH409的屈服強度,Target**為材料SUH409的抗拉強度的0.4倍。
表4 三種工況下安全系數(shù)
隨著市場競爭的需要,為了提高車內(nèi)NVH性能,在整車開發(fā)早期運用CAE分析手段,可以有效預(yù)測零部件的NVH性能。本文就是在整車開發(fā)階段,通過對排氣系統(tǒng)的模態(tài)分析可以發(fā)現(xiàn),在怠速下發(fā)動機的排氣激勵頻率避開了排氣系統(tǒng)的固有頻率,不會發(fā)生共振現(xiàn)象。從頻率響應(yīng)分析可以知道,發(fā)動機工作時排氣系統(tǒng)傳遞到車身上動載荷很小,強度分析結(jié)果表明,排氣系統(tǒng)各組件的耐久性和可靠性滿足要求。
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