陸修進(jìn) 張昆 楊秀建 李劍榮

（昆明理工大學(xué)交通工程學(xué)院云南昆明650500）

汽車排氣系統(tǒng)流固耦合分析研究*

陸修進(jìn) 張昆 楊秀建 李劍榮

（昆明理工大學(xué)交通工程學(xué)院云南昆明650500）

主要研究了氣流對排氣系統(tǒng)振動特性的影響。利用ANSYS Workbench分析軟件對排氣系統(tǒng)作了流場分析、靜力學(xué)分析、模態(tài)分析的數(shù)值模擬研究，并在此基礎(chǔ)上完成了流固耦合分析，對耦合及非耦合的結(jié)果進(jìn)行了對比。研究結(jié)果表明，氣流對排氣系統(tǒng)結(jié)構(gòu)振動和變形的影響主要在低頻區(qū)，與非耦合相比，耦合模態(tài)頻率最大增幅可達(dá)3.5%，振型最大偏離為2mm，為進(jìn)一步優(yōu)化排氣系統(tǒng)結(jié)構(gòu)提供依據(jù)。

消聲器流場排氣系統(tǒng)靜力學(xué)模態(tài)分析流固耦合

引言

排氣系統(tǒng)是車輛的一個重要組成部分，其性能的好壞關(guān)系到發(fā)動機(jī)的動力性、經(jīng)濟(jì)性和排放性等。排氣系統(tǒng)承受著來自發(fā)動機(jī)本身激勵，排氣氣流高速、高溫、高壓激勵，車身和路面激勵等動載荷的影響，很容易發(fā)生結(jié)構(gòu)振動或共振，這使其功能的發(fā)揮和實際使用壽命都受到影響。排氣系統(tǒng)的運(yùn)行其實是彈性固體殼體與氣體流體相互作用的管道系統(tǒng)流固耦合過程，機(jī)械殼體在排氣氣流動載荷作用下會產(chǎn)生振動或變形，而殼體的振動或變形又反過來作用于流體運(yùn)動的流場[1]，所以研究排氣系統(tǒng)流固耦合是很有實際意義的。

流固耦合是固體力學(xué)與流體力學(xué)交叉而生成的一門獨(dú)立的力學(xué)分支。B.Sreejith等人以不同流速為邊界，利用流固耦合有限元分析方法研究了管道系統(tǒng)振動特性[2]。Chang-Myung Leed等發(fā)表了使用簡化有限元模型對排氣系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)特性研究的文章[3]。河海大學(xué)呂海艷通過流體與結(jié)構(gòu)之間的邊界接觸來實現(xiàn)輸流管道流固耦合振動，對系統(tǒng)進(jìn)行頻域模態(tài)分析[4]。西安大學(xué)馮凌寒利用ANSYS對5種水輪機(jī)噴嘴進(jìn)行了流體動力學(xué)分析、結(jié)構(gòu)靜力學(xué)分析、模態(tài)和單向流固耦合分析[5]。在前人研究的基礎(chǔ)上，利用ANSYS Workbench軟件在排氣氣流和殼體連接邊界處進(jìn)行了結(jié)構(gòu)振動特性模態(tài)分析和流體流場分析，然后將流場分析的結(jié)果準(zhǔn)確傳遞到模型上，得到了排氣系統(tǒng)的振動流固耦合模型，同時進(jìn)行了耦合及非耦合情況下的計算，研究結(jié)果很有實際意義。

1 有限元模型的建立

本次研究模型為一汽紅塔提供的HT01001X型排氣系統(tǒng)，由于系統(tǒng)結(jié)構(gòu)復(fù)雜，有些結(jié)構(gòu)不能完全采用網(wǎng)格劃分的方法生成有限元模型?？梢愿鶕?jù)圣維南原理[6]，假設(shè)排氣系統(tǒng)分析模型不考慮三效催化器和波紋管，忽略法蘭的質(zhì)量和形狀，還簡化了倒角、圓角等結(jié)構(gòu)，利用Siemens NX建立精確簡化后排氣系統(tǒng)的三維幾何模型。在模擬分析前要把幾何區(qū)域進(jìn)行離散化，網(wǎng)格劃分質(zhì)量決定了模型的分析速度和計算結(jié)果準(zhǔn)確性。一般對結(jié)構(gòu)振動特性模態(tài)分析的模型，采用較為均勻和粗糙的高階單元網(wǎng)格形式，在局部區(qū)域還需要網(wǎng)格細(xì)分控制；對流場特性分析模型的網(wǎng)格劃分，在隔板小孔、內(nèi)插管小孔和排氣進(jìn)出口邊界等影響計算結(jié)果很大的部分采用膨脹法細(xì)化網(wǎng)格。把排氣系統(tǒng)分析模型的網(wǎng)格劃分控制設(shè)置為：平滑—中等、相關(guān)聯(lián)中心—粗糙、物理環(huán)境—結(jié)構(gòu)力學(xué)、過度—快速、跨角中心—粗糙?；诮Y(jié)構(gòu)振動特性分析理論、流體流場分析理論和流固耦合分析理論等理論基礎(chǔ)，建立的排氣系統(tǒng)有限元分析模型如圖1所示。

圖1 排氣系統(tǒng)有限元分析模型

2 ANSYS的排氣系統(tǒng)有限元分析

2.1 排氣系統(tǒng)有限元模態(tài)分析

模態(tài)分析可以確定結(jié)構(gòu)的固有頻率和振型等，常用于結(jié)構(gòu)設(shè)計時避免共振或以特定的頻率振動。分析模型的材料采用結(jié)構(gòu)鋼，設(shè)置楊氏模量、泊松比和密度等材料屬性。因為排氣系統(tǒng)為裝配體，在裝配體各配件接觸面之間需要定義約束，根據(jù)pinball區(qū)域的大小采用綁定的方法建立兩邊面之間的相互關(guān)系。邊界設(shè)置中僅對排氣系統(tǒng)與排氣歧管相接觸部位約束，將橡膠吊鉤簡化成彈簧，給它一定的剛度[7]。此處的振動模態(tài)分析只考慮約束狀態(tài)下的固體結(jié)構(gòu)分析，并未施加氣流載荷作用。指定分析類型后求解，得到了非耦合模態(tài)分析前10階模態(tài)頻率和振型圖，第1～10階的模態(tài)振型如圖2所示，前10階模態(tài)頻率（Hz）如表1所示。

圖2 排氣系統(tǒng)振動模態(tài)分析振型

由模態(tài)分析的各階振型圖可知，排氣系統(tǒng)結(jié)構(gòu)殼體發(fā)生一定的振動和運(yùn)動變形，尤其在結(jié)構(gòu)突變處的影響最大，且其振動形式多以擺動變形和扭轉(zhuǎn)變形為主。第1、2、4階的振型為沿著V或W方向繞固定約束點(diǎn)左右擺動變形的橫向彎曲模態(tài)，第3、8階的振型為沿著X方向垂直上下擺動變形的垂向彎曲模態(tài)，第6、9階的振型為沿著W方向扭轉(zhuǎn)變形的扭轉(zhuǎn)彎曲模態(tài)，最大變形一般都發(fā)生在拐角、排氣管道、消聲器外殼等截面發(fā)生突變的地方，其他各階的振動變形相對不是很明顯。根據(jù)結(jié)構(gòu)振動模態(tài)分析的固有頻率和發(fā)動機(jī)排氣激勵的頻率計算公式，可以預(yù)測排氣系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)是否存在共振，為排氣系統(tǒng)結(jié)構(gòu)性能優(yōu)化過程中，解決避免共振提供可用的參考價值。

表1 排氣系統(tǒng)非耦合模態(tài)頻率

2.2 排氣系統(tǒng)流場仿真分析

先在UG上對結(jié)構(gòu)殼體與整體求差以獲得排氣系統(tǒng)的流體分析模型，再利用流體分析軟件CFX進(jìn)行排氣系統(tǒng)內(nèi)部流場和溫度場分析。經(jīng)推導(dǎo)計算得到排氣系統(tǒng)內(nèi)部的氣流為不可壓縮流體，流動為湍流，并采用RNG的湍流模型。根據(jù)排氣系統(tǒng)結(jié)構(gòu)及流體流動特性，在標(biāo)準(zhǔn)大氣壓和25℃溫度下，壁面邊界假設(shè)管壁光滑沒有滑動，非滲透，即壁面速度為0，消聲器壁面熱傳遞系數(shù)為1.7×105W/（m2·K），其他設(shè)為絕熱；進(jìn)口采用速度邊界條件，其入口法向流速為60 m/s，溫度為900 K，湍流度設(shè)為中等；出口采用壓力邊界條件，其出口壓力設(shè)為相對大氣壓力的參考壓力。選SIMPLE算法求解控制方程，結(jié)果分析如下。

從排氣系統(tǒng)內(nèi)部壓力分布圖情況來看，從管道入口到尾管出口內(nèi)部壓力不斷下降，在消聲器各腔之間壓力梯度大，但各個腔內(nèi)部和管道內(nèi)壓力變化不明顯，主要因為氣流通過內(nèi)插管小孔、隔板小孔流到各腔室，其截面突然擴(kuò)張或收縮，速度變化梯度大，造成各個腔室內(nèi)部的能量損失，產(chǎn)生壓降即背壓。進(jìn)口處壓力大約為15 kPa，從入口處到第一腔（含第一腔）平均壓降大約為3 kPa，第二腔平均壓降大約0.6 kPa，第三腔平均壓降大約為0.6 kPa，所以排氣系統(tǒng)處的平均壓降大約為4.2 kPa。圖3為某一時刻排氣系統(tǒng)氣流流向趨勢，在排氣管道處流線很有規(guī)律不產(chǎn)生渦流，而消聲器每個腔內(nèi)都存在渦流，這與排氣系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)特性有很大的聯(lián)系。因為消聲器內(nèi)部直通管被隔板隔著互不相通，第一、二、三腔之間的氣流只能通過內(nèi)插管小孔和隔板小孔流入下一個空腔，因為從小孔噴射的氣流流速很大，且各腔內(nèi)部存在較大面積的低壓區(qū)，從而產(chǎn)生回流渦流，另外有些氣流沖擊壁面后也形成渦流再流入下一腔室。

圖3 排氣系統(tǒng)流線圖

速度分布云圖如圖4所示，消聲器入口管內(nèi)插管小孔和隔板小孔噴射出高速氣流，空腔內(nèi)的低速氣流被高速氣流吸入而使氣流體積變大，速度逐漸變小，而在出氣管管口由于截面突然收縮而產(chǎn)生高速氣流。小孔噴射的高速氣流與腔內(nèi)的低速氣流交界處會形成速度不連續(xù)的間斷面，產(chǎn)生氣流波動而形成漩渦，同時高速氣流沖擊壁面產(chǎn)生回流和沖擊流，從而引起湍流，部分低速氣流被吸到小孔射流中，這就是射流卷吸現(xiàn)象[8]。從溫度分布圖來看，沿著氣流方向氣流溫度在不斷降低，排氣管道內(nèi)的溫度梯度小，消聲器內(nèi)部從進(jìn)口到出口溫度梯度大，主要因為管道內(nèi)氣流只能通過管壁與外界進(jìn)行熱交換和熱輻射，并且幅度很小，而消聲器除了通過外殼進(jìn)行熱交換外，其內(nèi)部結(jié)構(gòu)復(fù)雜，氣流流動耗散的熱量多，溫度變化就大。

圖4 排氣系統(tǒng)速度分布圖

2.3 結(jié)構(gòu)靜力學(xué)分析

靜力學(xué)分析是在不考慮慣性和阻尼影響，結(jié)構(gòu)載荷作用下部件的位移、應(yīng)力、應(yīng)變的結(jié)構(gòu)分析。本節(jié)有限元分析模型、材料屬性和分析步驟跟前面結(jié)構(gòu)振動模態(tài)分析一樣，以保持一致的單元基本形狀和計算方法。從ANSYS Workbench中打開FSI模塊，共享流體分析與結(jié)構(gòu)靜力學(xué)分析之間的數(shù)據(jù)，從CFX分析結(jié)果中導(dǎo)入排氣管道和消聲器內(nèi)插管、隔板和外殼的分析壓力都作為載荷施加到排氣系統(tǒng)的固體外殼上，將排氣系統(tǒng)進(jìn)口和懸掛處為固定約束定義。研究結(jié)果得知，排氣管道入口和第三拐角處的靜壓力較大，最大值可達(dá)270MPa左右，但壓力梯度小，而在消聲器各個腔室之間的壓力梯度大，在0.59MPa～52MPa范圍之間。

2.4 排氣系統(tǒng)流固耦合振動特性分析

本文主要研究氣流對排氣系統(tǒng)振動特性的影響，通過把排氣系統(tǒng)流體分析結(jié)果作為振動模態(tài)分析載荷加載到排氣系統(tǒng)中來實現(xiàn)流場和結(jié)構(gòu)場的耦合。為了確保分析結(jié)果的準(zhǔn)確性，耦合模態(tài)分析模型與靜力學(xué)分析模型基本保持一致[9，10]，除了考慮排氣系統(tǒng)的預(yù)應(yīng)力外，其他條件均不變，如約束條件、材料屬性和求解控制等。數(shù)值模擬分析得到了施加載荷之后排氣系統(tǒng)的振型和頻率，其耦合與非耦合的模態(tài)頻率對比如表2所示。

對比振型分析結(jié)果，耦合后的振型與非耦合的振型變化很小，從偏離平衡位置最大位移來看，其中第二階模態(tài)振型變化最大，其差值大約為2mm。耦合的模態(tài)頻率比非耦合的模態(tài)頻率呈平緩下降趨勢，在低頻區(qū)（200Hz以下）的幅值變化較大，而高頻變化甚微。所以氣流對排氣系統(tǒng)結(jié)構(gòu)振動和變形有一定的影響，且主要在低頻區(qū)。這是因為當(dāng)排氣系統(tǒng)殼體發(fā)生振動后，將一部分的振動能量傳遞給流動的流體轉(zhuǎn)換成熱能排到大氣，有一部分能量在流動過程中相互抵消，在低頻區(qū)的波長比較大，結(jié)構(gòu)振動比較厲害，所以殼體內(nèi)部的流體對其影響也比較明顯。由此可見，在ANSYS Workbench中進(jìn)行有限元流固耦合分析對排氣系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計具有指導(dǎo)意義。

表2 排氣系統(tǒng)耦合與非耦合模態(tài)頻率對比

3 結(jié)論

根據(jù)流固耦合模型的相關(guān)理論，建立了排氣系統(tǒng)有限元分析模型，研究了排氣系統(tǒng)耦合及非耦合的振動特性、壓力場、速度場、溫度場以及流場分析壓力載荷下的靜力結(jié)構(gòu)分析等，并同時進(jìn)行了耦合及非耦合情況下的計算。研究發(fā)現(xiàn)消聲器內(nèi)部存在高速氣流噴射，局部渦流和射流卷吸現(xiàn)象，并且壓力、速度、溫度變化梯度比較明顯，內(nèi)部壓降大約為4.2kPa。氣流對排氣系統(tǒng)振動特性有一定的影響，耦合分析的模態(tài)頻率比非耦合的模態(tài)頻率呈平緩下降趨勢，在低頻區(qū)的幅值變化較大，而高頻變化甚微，耦合的振型與非耦合的振型變化很小。研究結(jié)果為氣流對排氣系統(tǒng)耦合分析研究提供了參考，為排氣系統(tǒng)結(jié)構(gòu)改進(jìn)，設(shè)計優(yōu)化和理論研究奠定了基礎(chǔ)。

1曾娜，郭小剛.探討流固耦合分析方法[J].沈陽工程學(xué)院學(xué)報（自然科學(xué)版），2008（4）：382～386

2B.Sreejith，K.Jayaraj.Finite element analysis of fluidstructure interaction in pipeline systems[J].Nuclear Engineering and Design，2004，227:313～322

3Chang-Myung Lee，Sung-Tae Park.Development of a simple numerical method of the exhaust system to findoptimized design values.SAE Paper 1999-01-1666

4呂海艷.輸流管道流固耦合振動的頻域分析[D].南京：河海大學(xué)，2006

5馮凌寒.沖擊式水輪機(jī)噴嘴系統(tǒng)流-固耦合計算與分析[D].成都：西華大學(xué)，2009

6楊萬里，陳燕，鄧小龍.乘用車排氣系統(tǒng)模態(tài)分析數(shù)值模型研究[J].三峽大學(xué)學(xué)報（自然科學(xué)版），2005（04）：345～347

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8孫曉峰，周盛.氣動聲學(xué)[M].北京：國防工業(yè)出版社，1992

9Lu Lihua，Su Hao，Liang Yingchun，et al.Research on static stiffness of hydrostatic bearing using fluid-structure interaction analysis[J].Procedia Engineering,2012，29：1304～1308

10武守飛，王宗槐，王鎮(zhèn).基于流固耦合仿真技術(shù)的冰箱壓縮機(jī)排氣系統(tǒng)數(shù)值模擬[J].電器，2011（S1）：307～312

Fluid-Structure Coupling Analysis of Automotive Exhaust System

Lu Xiujin,Zhang Kun,Yang Xiujian,Li Jianrong
Transportation Engineering College，Kunming University of Science and Technology（Kunming，Yunnan，650500，China）

The effect of the airflow to the vibration characteristics of exhaust system is studied mainly in the paper.The numerical simulation research of flow field analysis，static analysis and modal analysis for the exhaust system is made based on ANSYS Workbench analysis software.Fluid-structure coupling analysis is completed and a comparison is made for the results between coupled and uncoupled.The study results show that the effect of the vibration and deformation of the exhaust system is in the range of low frequency(below 200 HZ)，compared to the uncoupled，maximum growth rate of coupled modal frequency is about 3.5%，its modal maximum deviation is 2 mm.This provides the basis for further optimization of the structure of exhaust system.

Muffler，F(xiàn)low field，Exhaust system，Static，Modal analysis，F(xiàn)luid-structure coupling

U463

A

2095-8234（2014）04-0006-05

2014-06-15）

校人才培養(yǎng)基金（KKZ320130200）資助項目。

陸修進(jìn)（1987-），男，碩士研究生，主要研究方向為排氣消聲器動力學(xué)及聲學(xué)特性。