摘 要：針對排氣系統(tǒng)開發(fā)過程中振動強度的設計，采用發(fā)動機加速度激勵作為振動源對某排氣系統(tǒng)進行頻率響應分析，得到薄弱零件各個頻率下的振動應力曲線，結合零件材料性能對最大應力進行評價，根據(jù)評價結果對方案進行優(yōu)化分析，對比優(yōu)化前后的振動強度，確定了最終優(yōu)化方案，為排氣系統(tǒng)的研發(fā)設計提供了一定的參考價值。

關鍵詞：排氣系統(tǒng) 發(fā)動機激勵 振動強度 振動應力

1 緒論

汽車排氣系統(tǒng)是車輛的重要系統(tǒng)之一，作為發(fā)動機的重要附件，主要負責將發(fā)動機產生的廢氣排出，同時凈化發(fā)動機廢氣，降低發(fā)動機噪聲[1]。隨著大家對環(huán)境保護的重視，排氣系統(tǒng)的廢氣凈化和噪聲降低等性能受到各大主機廠和排氣系統(tǒng)廠商的重視，但其結構強度及疲勞耐久性能卻沒有給予足夠重視，導致在開發(fā)過程中出現(xiàn)路試斷裂情況，因此延誤了開發(fā)周期，所以有必要加強這方面的研究，找到合適的方法在前期開發(fā)階段對排氣系統(tǒng)的強度和疲勞耐久性能進行預測和優(yōu)化，并形成系統(tǒng)的分析方法，為排氣系統(tǒng)研發(fā)設計提供參考標準[2]。

2 排氣系統(tǒng)振動強度分析

2.1 振動分析理論

頻率響應分析主要用于計算結構在周期振動載荷作用下對每一個計算頻率的動態(tài)響應。計算結果包含實部和虛部，實部表示動態(tài)響應的幅度，虛部表示動態(tài)響應的相位角。頻率響應分析主要有直接頻率響應分析和模態(tài)頻率響應分析兩種方式，其中直接頻率響應通過求解整個模型的阻尼耦合方程，得出各頻率對應外載荷的動態(tài)響應[3]。模態(tài)頻率響應是在模態(tài)空間中，結構矩陣用忽略阻尼的實特征值進行壓縮，然后用模態(tài)坐標建立廣義剛度和質量矩陣，將模態(tài)進行線性疊加得到頻率響應函數(shù)。模態(tài)頻率響應的計算速度要比直接頻率響應的計算速度更快。本文根據(jù)項目開發(fā)進度要求和計算資源實際情況，選擇模態(tài)頻率響應分析進行計算，這也是汽車行業(yè)主流的分析方法。

2.2 排氣系統(tǒng)振動源確定

汽車排氣系統(tǒng)一端連接到發(fā)動機，另一端通過吊耳與車身相連。發(fā)動機的振動傳遞給排氣系統(tǒng)，引起排氣系統(tǒng)的振動，是排氣系統(tǒng)主要的振動源，因此在進行排氣系統(tǒng)振動強度分析的時候應該主要考慮發(fā)動機激勵作為激勵源[4]。具體的激勵加載方式一般是在動力總成質心處施加加速度激勵進行分析，加速度的大小應該在實際路試過程中進行采集，本文根據(jù)企業(yè)經驗在動力總成質心位置施加整車坐標系Z方向1.5G的加速度作為振動激勵源。

3 初始方案排氣系統(tǒng)振動強度分析

3.1 排氣系統(tǒng)有限元模型

排氣系統(tǒng)的結構非常復雜，組成的零件不僅數(shù)量多且種類多，很難用經典力學分析解決其振動問題，在結構分析中，有限元方法能有效的解決問題[5]。本文針對排氣系統(tǒng)結構中吊耳和螺栓連接多且自由度復雜的特點，結合排氣系統(tǒng)的結構設計，根據(jù)排氣系統(tǒng)各個零件的特點，對其進行簡化。法蘭用實體單元模擬，管路和消聲器筒體抽取中面用殼單元進行模擬，掛鉤用實體單元模擬，波紋管、吊耳、動力總成懸置使用彈性單元進行模擬，動力總成用質量單元進行模擬，焊縫用實體單元進行模擬，螺栓用剛性單元進行模擬。結合排氣系統(tǒng)的尺寸，選擇單元的基本尺寸為5mm，最終在HyperMesh軟件中完成了某車型排氣系統(tǒng)有限元網格劃分及模型建立，得到的排氣系統(tǒng)有限元模型如圖1所示：

動力總成質心位置是振動源的加載位置，動力總成的質量單元也在此處，需要賦予質量單元質量屬性和轉動慣量，動力總成參數(shù)如表1所示。

由于是進行頻率響應分析，排氣系統(tǒng)中的彈性零件剛度均使用動剛度，動力總成懸置動剛度參數(shù)如表2所示，波紋管動剛度參數(shù)如表3所示，吊耳動剛度參數(shù)如表4所示。

3.2 振動強度分析邊界條件及評判條件

根據(jù)排氣系統(tǒng)與整車的裝配關系，約束動力總成懸置、吊耳車身側6個方向自由度，在動力總成質心位置施加整車坐標系Z方向1.5G的加速度，根據(jù)發(fā)動機的轉速范圍，計算20—200Hz之間的振動響應。

該排氣系統(tǒng)管路和筒體均為SUH409材料，掛鉤為空心掛鉤，直徑為φ12mm，厚度為1.5mm，材料為SUS304，根據(jù)材料標準，SUS304的屈服強度為205MPa，根據(jù)企業(yè)標準取振動強度標準為90MPa，即在發(fā)動機振動載荷作用下，掛鉤在各個頻率下的最大應力應小于90MPa。

3.3 振動強度分析結果

頻率響應分析完成后，得到排氣系統(tǒng)在20—200Hz之間的振動應力分布，其中最大應力出現(xiàn)在主消聲器掛鉤上，如圖2和圖3所示，最大應力為106.7MPa，大于90MPa，不滿足要求。把該處的振動應力全部提取得到振動應力曲線如圖4所示，從曲線上可以看出振動應力較大的頻率區(qū)間為20—80Hz，頻率較低。

4 排氣系統(tǒng)優(yōu)化方案及振動強度分析

4.1 排氣系統(tǒng)掛鉤優(yōu)化方案

原方案主消聲器掛鉤處振動應力不滿足要求，需要對該掛鉤結構形式進行優(yōu)化。經分析該掛鉤形式為一個主掛鉤和兩個輔助掛鉤焊接的方式，具體數(shù)模如圖5所示，焊縫與吊耳連接處距離較遠，導致掛鉤模態(tài)較低，容易引起共振，導致此處振動強度較弱。根據(jù)經驗將掛鉤改為一個加強支架，一個主掛鉤和一個輔助掛鉤的形式，通過加強支架將掛鉤的載荷分散開，同時也能提高掛鉤的模態(tài)，優(yōu)化方案數(shù)模如圖6所示。

4.2 優(yōu)化方案振動強度分析結果

在相同的激勵載荷作用下，頻率響應分析完成后，得到優(yōu)化方案排氣系統(tǒng)在20—200Hz之間的振動應力分布，其中最大應力也出現(xiàn)在主消聲器掛鉤上，如圖7和圖8所示，最大應力為31.7MPa，小于90MPa，滿足設計要求。把該處的振動應力全部提取得到振動應力曲線如圖9所示，從曲線上可以看出振動應力較大的頻率區(qū)間為20—80Hz，與原方案基本一致，說明振動應力主要集中在低頻段，需要重點關注該頻率段解耦零件的動剛度。

5 結論

（1）在排氣系統(tǒng)開發(fā)階段，通過CAE分析的方式可以快速找到系統(tǒng)強度薄弱的位置，通過對各個方案之間的分析對比，可以在開模具前確定較優(yōu)的結構方案，能夠節(jié)約開發(fā)周期和開發(fā)成本。

（2）排氣系統(tǒng)的振動應力主要集中在低頻段，是需要重點關注的頻率段，尤其是該頻率段解耦零件的動剛度。

（3）本文通過優(yōu)化掛鉤的結構形式提高了排氣系統(tǒng)的振動強度，為產品開發(fā)積累了一定的經驗，為后續(xù)排氣系統(tǒng)開發(fā)提供了一定的參考。

參考文獻：

[1]吳哲，王小龍.汽車排氣系統(tǒng)的優(yōu)化改進[J].內燃機與配件，2022（18）：35-37.

[2]沈渡.某車型排氣系統(tǒng)疲勞耐久性分析[D].成都：西南交通大學，2010.

[3]王萍萍，夏湯忠，劉盼，等.某車型白車身動剛度計算方法與性能優(yōu)化研究[C]//中國汽車工程學會.2010中國汽車工程學會年會論文集.神龍汽車有限公司技術中心整車部，2010：4.

[4]蔣苗苗.某乘用車排氣系統(tǒng)振動性能優(yōu)化設計[D].廣州：華南理工大學，2015.

[5]李金龍.汽車排氣系統(tǒng)結構強度及焊接疲勞分析[D].武漢：武漢理工大學，2011.