某商用車排氣系統(tǒng)吊鉤結(jié)構(gòu)與位置優(yōu)化分析

袁守利，張順風

(1.武漢理工大學 現(xiàn)代汽車零部件技術湖北省重點試驗室，湖北 武漢 430070；2.武漢理工大學 汽車零部件技術湖北省協(xié)同創(chuàng)新中心，湖北 武漢 430070)

汽車排氣系統(tǒng)的噪聲、振動、聲振粗糙度性能是整車NVH 性能的重要組成部分，在整車性能中有著重要意義[1]。排氣系統(tǒng)振動的激勵源主要有發(fā)動機的機械振動、發(fā)動機的氣流沖擊、聲波激勵和車身振動。由于發(fā)動機與排氣系統(tǒng)直接連接，因此發(fā)動機的振動將會直接傳遞給排氣系統(tǒng)，不但會引起排氣系統(tǒng)自身的振動，而且還會通過排氣系統(tǒng)吊鉤將振動傳遞給車身，進而直接影響整車的噪聲與振動水平[2-3]。因此，在整車開發(fā)設計時對排氣系統(tǒng)的模態(tài)、振動、強度分析、吊鉤位置的優(yōu)化是汽車設計中必不可少的環(huán)節(jié)，同時也是縮短研發(fā)周期，降低研發(fā)成本的重要途徑[4]。

筆者以某車企商用車為例，對該車排氣系統(tǒng)進行有限元分析，并通過自由模態(tài)試驗驗證了所建有限元模型的合理性，為排氣系統(tǒng)靜力學、動力學、傳遞力及位移響應的分析計算以及計算結(jié)果的正確性提供了。在對排氣系統(tǒng)吊鉤進行優(yōu)化分析時，采用單個吊鉤約束模態(tài)進行分析，將分析結(jié)果與企業(yè)所給吊鉤約束模態(tài)目標值進行對比，并對不滿足企業(yè)要求的吊鉤進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化處理，優(yōu)化后吊鉤約束模態(tài)滿足企業(yè)要求。最后，利用平均驅(qū)動自由度法(ADDOFD)計算出吊鉤最佳懸掛點位置，并進行了吊鉤位置的優(yōu)化處理。

1 排氣系統(tǒng)有限元模型的建立

首先，根據(jù)車企提供的商用車排氣系統(tǒng)尺寸標準，利用CATIA三維建模軟件建立排氣系統(tǒng)幾何模型，將建好的幾何模型導入到有限元軟件Hypermesh中進行幾何簡化處理與網(wǎng)格劃分。

該排氣系統(tǒng)由法蘭盤、波紋管、排氣管道、隔熱罩、三元催化器、排氣吊鉤與吊耳、前消聲器、后消聲器組成。由于該排氣系統(tǒng)除法蘭盤、排氣吊鉤以外，各個組件的壁厚都較薄，且與其長度差值較大，因此在理論上可以將其各個組件視作薄壁板殼結(jié)構(gòu)，可采用Shell單元進行模擬；用Solid單元模擬法蘭盤和排氣吊鉤；用彈簧阻尼單元CBUSH模擬波紋管與橡膠吊耳。整個排氣系統(tǒng)用 rbe2剛性單元、rbe3點焊單元和weld面單元單元連接。排氣系統(tǒng)使用的材料屬性如表1、表2所示。排氣系統(tǒng)有限元模型及吊鉤位置如圖1所示。

表1 材料屬性表

表2 彈性元件剛度參數(shù)

圖1 排氣系統(tǒng)有限元模型

2 排氣系統(tǒng)模態(tài)分析與試驗驗證

2.1 排氣系統(tǒng)自由模態(tài)分析

模態(tài)是機械結(jié)構(gòu)的固有振動特性，每一個模態(tài)具有特定的固有頻率和模態(tài)振型。排氣系統(tǒng)動力計算的關鍵就是要對有限元模型進行模態(tài)分析。而模態(tài)分析的目的是為了識別系統(tǒng)的模態(tài)參數(shù)，為后續(xù)系統(tǒng)的振動特性分析、振動故障診斷和預報、結(jié)構(gòu)動力學特性優(yōu)化設計提供依據(jù)。由于排氣系統(tǒng)與發(fā)動機和車身直接相連，因此排氣系統(tǒng)的模態(tài)必須與發(fā)動機激勵頻率的模態(tài)分開，否則會產(chǎn)生系統(tǒng)耦合，引起強烈的共振[5]。

根據(jù)發(fā)動機激勵頻率計算公式：

(1)

式中：k為汽缸數(shù)；n為轉(zhuǎn)速；T為沖程數(shù)。

企業(yè)提供的發(fā)動機參數(shù)為：四缸四沖程汽油發(fā)動機；最高轉(zhuǎn)速為6 000 r/min。根據(jù)以上數(shù)據(jù)可計算出發(fā)動機的最高激勵頻率為200 Hz，故排氣系統(tǒng)在進行模態(tài)分析時只需要分析200 Hz以內(nèi)的模態(tài)即可。

然后利用有限元軟件Hyperwoks中的OptiStruct求解器模塊，對排氣系統(tǒng)有限元模型進行自由模態(tài)分析。提取前16階固有模態(tài)頻率和振型，其中1 ～ 6階為剛體模態(tài)，7 ～ 16階為計算分析模態(tài)。由此可得排氣系統(tǒng)自由模態(tài)的各階頻率數(shù)據(jù)如表3所示。

從表3可知，其前6階固有頻率較小，為剛性模態(tài)。因為在該模態(tài)下，排氣系統(tǒng)作為一個剛體整體振動。由第7 ～ 16階的模態(tài)振型圖可知，對應于不同振動模態(tài)來說，與發(fā)動機直接相連的排氣系統(tǒng)前端垂向彎曲、橫向彎曲振動位移較大，如圖2和圖4所示。與法蘭盤連接處的排氣管道垂向彎曲、橫向彎曲振動位移較大，如圖3和圖5所示。

表3 排氣系統(tǒng)自由模態(tài)各階頻率

圖2 第7階振型

圖3 第8階振型

圖4 第11階振型

圖5 第16階振型

2.2 自由模態(tài)試驗及模型驗證

為了確保有限元仿真模型的準確性和分析結(jié)果的可靠性，需對排氣系統(tǒng)進行自由模態(tài)試驗，來驗證有限元模型的合理性。在進行模態(tài)試驗時，盡量使用對排氣系統(tǒng)自由狀態(tài)影響較小且不易斷裂的細軟繩將其進行懸置，以減少試驗誤差。在排氣系統(tǒng)的排氣管上選擇恰當?shù)奈恢貌贾眉铀俣葌鞲衅?，檢查接線與加速度傳感器是否牢固，用人工力錘錘擊排氣系統(tǒng)以產(chǎn)生激勵，各點振動加速度信號用軟件LMS Test Lab數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)記錄，為減小隨機誤差，每一個測試點需測量三次。自由模態(tài)試驗現(xiàn)場如圖6所示。用模態(tài)置信準則MAC(modal asurance criterion)值檢驗試驗振型和有限元分析振型的一致性[6]。將有限元仿真結(jié)果、測試試驗結(jié)果、二者模態(tài)相對誤差以及模態(tài)振型的MAC值進行對比分析，如表4所示。

圖6 自由模態(tài)試驗現(xiàn)場

模態(tài)計算值/Hz測試值/Hz相對誤差/%MAC值16.1456.3322.90.83728.9789.2402.80.845321.10022.0464.20.823423.68023.0892.50.861525.880———637.35037.5600.50.921759.64060.7301.80.886879.13078.6270.60.918985.11088.3203.60.8431091.57092.8101.30.89511127.800123.4403.50.84712160.400163.5701.90.87913181.400179.7900.90.91714186.800———15242.200245.3601.30.89516248.400247.5400.30.942

3 排氣系統(tǒng)振動分析

3.1 排氣系統(tǒng)靜力學分析

為了分析對比各橡膠吊耳預載荷分布均勻情況，判斷吊鉤位置設計的合理性；驗證排氣系統(tǒng)是否滿足靜力學分析的設計要求，對排氣系統(tǒng)進行1 g靜力學分析[7-8]。根據(jù)企業(yè)設計要求，在對排氣系統(tǒng)施加1 g重力加速度進行靜力學分析時，系統(tǒng)最大位移不得超過5 mm，橡膠吊耳預載荷不超過50 N，分析結(jié)果如表5所示。由表5可知，系統(tǒng)的最大位移為4.48 mm，橡膠吊耳最大受力為41.18 N，均滿足設計要求。

表5 1 g靜力學分析結(jié)果

3.2 排氣系統(tǒng)動力學分析

對排氣系統(tǒng)進行動力學分析，主要是為了考察其受到隨時間變化的力載荷及其對阻尼和慣性的影響。排氣系統(tǒng)動力學分析的一個重要目的是分析其傳遞到車身上的力及響應。對于一般乘用車而言，傳遞到車身的力一般應小于10 N，而當這個力大于這個值時，在車內(nèi)可能會導致一定的結(jié)構(gòu)噪聲[9]。

圖7為排氣系統(tǒng)振動分析時含動力總成的有限元模型。在進行排氣系統(tǒng)振動分析時，動力總成是不可或缺的一部分，因為有無動力總成會直接影響排氣系統(tǒng)約束模態(tài)的模態(tài)頻率。

圖7 排氣系統(tǒng)傳遞力分析有限元模型

3.2.1 排氣系統(tǒng)傳遞力分析

對排氣系統(tǒng)進行傳遞力分析，其目的是分析排氣系統(tǒng)振動傳遞到車體上力的大小，從而驗證設計的合理性，一般車型小于10 N即可。吊鉤傳遞力響應曲線如圖8所示，6個吊鉤傳遞力均小于2 N，均滿足設計要求。

圖8 吊鉤傳遞力響應曲線

3.2.2 排氣系統(tǒng)位移響應分析

排氣系統(tǒng)位移響應分析目的是為了分析排氣系統(tǒng)吊鉤響應位移的大小，一般車型應小于0.5 mm。如圖9所示，6個掛鉤的響應位移均小于0.01 mm，故均滿足設計要求。

圖9 吊鉤位移響應曲線

3.2.3 排氣系統(tǒng)應力分析

模態(tài)分析結(jié)果表明：在最大扭矩250 N·m的扭矩作用下，排氣系統(tǒng)最大應力為0.95 MPa(31 Hz)，如圖10所示，滿足強度要求。

圖10 排氣系統(tǒng)應力分析曲線界面圖

4 吊鉤結(jié)構(gòu)、懸掛點設計分析與優(yōu)化

4.1 吊鉤約束模態(tài)分析

根據(jù)企業(yè)設計要求，吊鉤約束模態(tài)目標值為480 Hz，如果吊鉤約束模態(tài)低于480 Hz。此時的吊鉤約束模態(tài)易與整個排氣系統(tǒng)約束模態(tài)產(chǎn)生共振，會加大吊鉤振動位移與傳遞力，進而影響整個排氣系統(tǒng)的疲勞性能和噪聲。而當?shù)蹉^約束模態(tài)大于480 Hz時，可有效地避免共振現(xiàn)象。因此，對排氣吊鉤單獨做約束模態(tài)分析是非常必要的，也是用來校核吊鉤約束模態(tài)是否達到目標值要求的有效方法。由圖1可知排氣吊鉤的編號與懸掛位置，分別截斷吊鉤前后180 mm，約束其前后斷面6個自由度，吊鉤約束模態(tài)有限元模型，如圖11所示。

圖11 吊鉤約束模態(tài)有限元模型

由圖12～圖16可知排氣吊鉤約束模態(tài)分析結(jié)果，其中3號吊鉤約束模態(tài)為463.9 Hz，低于企業(yè)設計目標值480 Hz，需對3號吊鉤進行優(yōu)化處理。其他吊鉤約束模態(tài)均達到目標值要求。

圖12 1、2號吊鉤約束模態(tài)分析結(jié)果(707.5 Hz)

圖13 3號吊鉤約束模態(tài)分析結(jié)果(463.9 Hz)

圖14 4號吊鉤約束模態(tài)分析結(jié)果(513.6 Hz)

圖15 5號吊鉤約束模態(tài)分析結(jié)果(581.0 Hz)

圖16 6號吊鉤約束模態(tài)分析結(jié)果(708.5 Hz)

4.2 吊鉤結(jié)構(gòu)優(yōu)化

根據(jù)3號吊鉤約束模態(tài)分析結(jié)果，制定優(yōu)化方案：在其旁邊增加一個L型掛鉤，并進行焊接，如圖17所示。對優(yōu)化后的3號吊鉤有限元模型再次做約束模態(tài)分析，分析結(jié)果與優(yōu)化前進行對比。分析結(jié)果顯示，優(yōu)化后的吊鉤約束模態(tài)為599.9 Hz，如圖18所示，符合企業(yè)目標值要求。

圖17 吊鉤結(jié)構(gòu)優(yōu)化前后對比

圖18 吊鉤結(jié)構(gòu)優(yōu)化后模態(tài)分析對比

4.3 吊鉤位置優(yōu)化

為了確保排氣系統(tǒng)的振動能量傳遞到車身是最小值，減小排氣系統(tǒng)對整車NVH性能的影響，因此，需要驗證吊鉤位置選擇的合理性[10]。筆者采用ADDOFD(平均驅(qū)動自由度位移法)來確定排氣系統(tǒng)懸掛點的位置。在ADDOFD方法中，定義第j個自由度的平均驅(qū)動自由度位移為：

(2)

式中，φjr為第j個自由度在第r階模態(tài)的振型系數(shù)；ωr為第r階激勵頻率；N為所求的模態(tài)數(shù)[11]。

優(yōu)化方案為：根據(jù)排氣系統(tǒng)與汽車底盤空間匹配情況，沿排氣系統(tǒng)X軸間隔20 mm挑選掛鉤布置的潛在點，共169個點，編號依次為001～169；通過Optistruct得到頻率范圍在前200 Hz內(nèi)的全部模態(tài)振型，進而得到這169個點位置位移值，再經(jīng)過計權累加，計算ADDOFD值。計算后作出散點圖，如圖19所示，波谷位置和附近區(qū)域就是吊鉤位置選擇的最佳懸掛點，其中虛線代表企業(yè)設計時吊鉤的原始位置，實線代表優(yōu)化后吊鉤的位置。

圖19 ADDOFD值散點圖

5 結(jié)論

(1)對某商用車排氣系統(tǒng)進行自由模態(tài)分析，并進行了仿真值與試驗值的對比，驗證了有限元模型的合理性；

(2)對排氣系統(tǒng)容易造成機械振動和噪聲的原因逐一進行分析排查，經(jīng)過仿真，靜力學、動力學、傳遞力及位移響應分析均滿足設計要求；

(3)根據(jù)企業(yè)要求，針對吊鉤位置進行了約束模態(tài)分析，計算出3號吊鉤約束模態(tài)為463.9 Hz，低于企業(yè)要求的目標值480 Hz，其他吊鉤位置均滿足要求；

(4)對3號吊鉤存在的問題進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，并采用ADDOFD方法確定了排氣系統(tǒng)懸掛點的最優(yōu)位置位置，然后再次進行約束模態(tài)分析，其值為599.9 Hz，達到了企業(yè)要求。