吳杰 黃思良

（華南理工大學(xué)，廣州 510641）

基于剛?cè)狁詈夏Ｐ偷钠嚺艢庀到y(tǒng)運(yùn)動(dòng)包絡(luò)面仿真方法＊

吳杰 黃思良

（華南理工大學(xué)，廣州 510641）

將經(jīng)過自由模態(tài)試驗(yàn)驗(yàn)證的排氣系統(tǒng)有限元模型導(dǎo)入ADAMS虛擬樣機(jī)平臺，建立了更接近實(shí)際結(jié)構(gòu)的動(dòng)力總成-排氣系統(tǒng)剛?cè)狁詈戏抡婺Ｐ?。在汽車極限載荷工況下計(jì)算了排氣系統(tǒng)上4個(gè)關(guān)注點(diǎn)的位移，將剛?cè)狁詈戏抡娣椒ㄅc傳統(tǒng)有限元方法的仿真結(jié)果相比較，結(jié)果顯示，兩種方法的預(yù)測一致性較好，間接驗(yàn)證了剛?cè)狁詈戏抡娣椒ǖ臏?zhǔn)確性。

1 前言

在汽車零部件正向開發(fā)過程中，車輪、發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)以及排氣系統(tǒng)等通常要進(jìn)行運(yùn)動(dòng)包絡(luò)面分析。黃金陵等[1]提出了車輪運(yùn)動(dòng)包絡(luò)面的計(jì)算方法，并驗(yàn)證了麥弗遜懸架車輪系統(tǒng)跳轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)包絡(luò)模型的可靠性。吳保玉等[2]建立了考慮彈性元件柔性特性的懸架多體系統(tǒng)模型，論述了輪胎包絡(luò)空間的仿真方法，輪胎包絡(luò)面更接近實(shí)車動(dòng)力學(xué)特性。韋寶侶等[3]介紹了動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)包絡(luò)的計(jì)算方法，并仿真分析國外某公司28種典型工況下的動(dòng)力總成運(yùn)動(dòng)形態(tài)，為發(fā)動(dòng)機(jī)周圍結(jié)構(gòu)的布置提供了設(shè)計(jì)依據(jù)。何森東等[4]提出了排氣系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)包絡(luò)面的仿真思路，并利用該包絡(luò)面進(jìn)行了運(yùn)動(dòng)干涉校核。顧彥等[5]建立了排氣系統(tǒng)和吊耳有限元模型，施加車輛行駛工況下的載荷，得到了排氣系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)包絡(luò)面，可用于初期設(shè)計(jì)的運(yùn)動(dòng)干涉檢查。

本文針對某車型排氣系統(tǒng)，由自由模態(tài)試驗(yàn)驗(yàn)證了其有限元模型精度，考慮到排氣系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)及安裝特點(diǎn)[6]，將排氣系統(tǒng)視為柔性體、動(dòng)力總成視為剛體建立動(dòng)力總成-排氣系統(tǒng)剛?cè)狁詈夏Ｐ?，該模型更接近?shí)際排氣系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)特性?；趪饽彻镜?0種極限工況分析排氣系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)包絡(luò)面，由后處理動(dòng)畫可以直觀地判斷排氣系統(tǒng)在相應(yīng)工況下的運(yùn)動(dòng)是否與其它零部件發(fā)生運(yùn)動(dòng)干涉。

2 排氣系統(tǒng)模態(tài)分析及驗(yàn)證

2.1 排氣系統(tǒng)有限元模型

在網(wǎng)格處理時(shí)，應(yīng)使有限元模型與排氣系統(tǒng)在受力、變形等方面表現(xiàn)盡量一致，網(wǎng)格結(jié)構(gòu)形狀不應(yīng)破壞幾何模型的原有形態(tài)。排氣系統(tǒng)主要采用殼單元進(jìn)行網(wǎng)格劃分，有限元網(wǎng)格模型包含83 530個(gè)節(jié)點(diǎn)和78 248個(gè)單元。

2.2 排氣系統(tǒng)自由模態(tài)分析及試驗(yàn)驗(yàn)證

自由模態(tài)分析應(yīng)確保排氣系統(tǒng)沒有受到外界環(huán)境的邊界約束，使其處于自由狀態(tài)。自由模態(tài)分析時(shí)[7]，在Hypermesh軟件環(huán)境中設(shè)置模態(tài)提取數(shù)據(jù)卡和求解控制卡片，由Nastran進(jìn)行模態(tài)計(jì)算，根據(jù)試驗(yàn)與計(jì)算振型相似的判斷原則，表1列出了各階自由模態(tài)的計(jì)算值與試驗(yàn)值的對比結(jié)果。表1中第2階和第13階模態(tài)未能識別，其原因主要包括：波紋管、吊耳的計(jì)算所用剛度與真實(shí)剛度有所差別而導(dǎo)致的數(shù)值模型誤差；激振器的激勵(lì)位置、傳感器的數(shù)量和在排氣系統(tǒng)中的安裝位置、數(shù)據(jù)采集器接口、力錘敲擊力的方向及大小等對排氣系統(tǒng)模態(tài)參數(shù)產(chǎn)生的影響；測試環(huán)境的影響等。

表1 排氣系統(tǒng)自由模態(tài)頻率計(jì)算值與試驗(yàn)值對比 Hz

由表1可知，第8階模態(tài)頻率絕對差值達(dá)到4.07 Hz，其余階次均小于3.2 Hz，表明所建立的有限元模型與排氣系統(tǒng)樣件吻合程度較高，可用于進(jìn)一步仿真計(jì)算。

2.3 排氣系統(tǒng)約束模態(tài)分析及試驗(yàn)驗(yàn)證

約束排氣系統(tǒng)前端法蘭6個(gè)自由度，并約束吊耳與車身側(cè)連接點(diǎn)的6個(gè)自由度，使用Nastran計(jì)算得到排氣系統(tǒng)約束模態(tài)頻率。為驗(yàn)證計(jì)算精度，測試了排氣系統(tǒng)裝車狀態(tài)下的約束模態(tài)頻率，試驗(yàn)結(jié)果與計(jì)算結(jié)果的對比如表2所示。試驗(yàn)車輛裝配四缸四沖程汽油發(fā)動(dòng)機(jī)，常用轉(zhuǎn)速在6 000 r/min以下，因此重點(diǎn)關(guān)注0～200 Hz頻率范圍。

表2 排氣系統(tǒng)約束模態(tài)頻率計(jì)算值與試驗(yàn)值對比 Hz

同樣，約束模態(tài)測試中的第2階和第14階模態(tài)也未能識別。此發(fā)動(dòng)機(jī)怠速轉(zhuǎn)速為750±50 r/min，扭矩激勵(lì)頻率約為23.3～26.7 Hz，與表2中的第8階和第9階固有頻率相隔至少7 Hz，可以避開怠速共振。

3 排氣系統(tǒng)包絡(luò)面分析

3.1 動(dòng)力總成-排氣系統(tǒng)剛?cè)狁詈夏Ｐ?/p>

在Nastran中進(jìn)行包絡(luò)面分析時(shí)，動(dòng)力總成被簡化成位于其質(zhì)心的質(zhì)點(diǎn)并賦予慣性參數(shù)，然后與排氣系統(tǒng)有限元模型連接并仿真計(jì)算。這種包絡(luò)面仿真方法的弊端在于：結(jié)果中沒有準(zhǔn)確考慮動(dòng)力總成慣性參數(shù)對排氣系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)的影響；包絡(luò)面仿真結(jié)果只有數(shù)據(jù)而沒有直觀的圖片或動(dòng)畫顯示，不利于判斷干涉點(diǎn)的具體位置及空間利用情況。為了更精準(zhǔn)地考慮動(dòng)力總成的影響，以及方便后續(xù)更高效地判斷排氣系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)干涉情況，建立了動(dòng)力總成-排氣系統(tǒng)剛?cè)狁詈戏抡婺Ｐ汀?/p>

動(dòng)力總成與排氣系統(tǒng)直接連接，因此進(jìn)行排氣系統(tǒng)包絡(luò)面分析時(shí)，需建立動(dòng)力總成和排氣系統(tǒng)的仿真模型并正確耦合。排氣系統(tǒng)是細(xì)長結(jié)構(gòu)，彈性特征明顯，因此進(jìn)行包絡(luò)面分析時(shí)，應(yīng)對其進(jìn)行有限元網(wǎng)格離散。動(dòng)力總成的1階彈性模態(tài)頻率遠(yuǎn)大于排氣系統(tǒng)的常見模態(tài)頻率（0～200 Hz），且動(dòng)力總成結(jié)構(gòu)復(fù)雜，對其進(jìn)行有限元離散的工作量很大且沒有必要，故將動(dòng)力總成視為剛體并賦予其慣性參數(shù)，可更加準(zhǔn)確地考慮動(dòng)力總成對排氣系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)包絡(luò)的影響。

耦合模型的建立步驟為：

a.使用Nastran計(jì)算得到排氣系統(tǒng)模態(tài)中性文件，在ADAMS/View中，用剛性長方體模擬動(dòng)力總成，導(dǎo)入排氣系統(tǒng)模態(tài)中性文件以及車身隔熱罩幾何文件，外連節(jié)點(diǎn)處施加相應(yīng)的外部邊界條件。

b.用Bushing彈性阻尼單元模擬動(dòng)力總成懸置、排氣系統(tǒng)波紋管及吊耳，排氣歧管法蘭固定連接在動(dòng)力總成上。將車身底盤和車架作為剛體并固定，整個(gè)模型通過懸置和吊耳連接在底盤和車架上。

需注意的是，建模時(shí)應(yīng)事先在網(wǎng)格模型中建立柔性體與其它零件的外連節(jié)點(diǎn)，并依照連接關(guān)系約束節(jié)點(diǎn)對應(yīng)的自由度，排氣系統(tǒng)柔性體應(yīng)去除對分析工況影響很小的高階模態(tài)頻率。動(dòng)力總成-排氣系統(tǒng)剛?cè)狁詈夏Ｐ腿鐖D1所示。

圖1 動(dòng)力總成-排氣系統(tǒng)剛?cè)狁詈夏Ｐ?/p>

波紋管前、后端，中間排氣管路以及尾管處是位移較大的區(qū)域，易與周圍的隔熱罩、備胎和裝飾罩等發(fā)生運(yùn)動(dòng)干涉?？紤]到排氣系統(tǒng)吊耳布置方案，選取4個(gè)關(guān)注點(diǎn)（P1～P4）提取其極限位移，如圖2所示。

圖2 位移關(guān)注點(diǎn)位置示意

3.2 極限工況計(jì)算結(jié)果及包絡(luò)面分析

對排氣系統(tǒng)進(jìn)行運(yùn)動(dòng)包絡(luò)面分析的目的是在排氣系統(tǒng)位移波動(dòng)幅度最大的行駛工況下，校核排氣系統(tǒng)的準(zhǔn)靜態(tài)位移，確保其不與周圍零部件發(fā)生干涉。這與對動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)進(jìn)行的準(zhǔn)靜態(tài)位移校核相似，采用的模擬工況是國外某公司的28個(gè)準(zhǔn)靜態(tài)加載工況[3]，并不需要進(jìn)行動(dòng)力學(xué)或瞬態(tài)沖擊分析。28個(gè)工況中的10個(gè)極限工況（編號10～19）對排氣系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)干涉影響最大，因此本文只加載10個(gè)極限工況對動(dòng)力總成-排氣系統(tǒng)剛?cè)狁詈夏Ｐ瓦M(jìn)行靜力學(xué)分析，計(jì)算汽車在平衡狀態(tài)時(shí)關(guān)注點(diǎn)的靜態(tài)位置。表3列出了國外某公司的10種極限工況的加載方式和工況描述，這些工況基本能夠描述汽車在極限行駛過程遇到的各種情形。在Adams中將10種極限工況下的加速度載荷分別施加給整個(gè)動(dòng)力總成-排氣耦合系統(tǒng)，采取準(zhǔn)靜態(tài)求解方法，計(jì)算得到4個(gè)關(guān)注點(diǎn)的極限位移，結(jié)果見表4。

表3 國外某公司極限工況加載描述

排氣歧管法蘭與發(fā)動(dòng)機(jī)為剛性連接，所以P1與發(fā)動(dòng)機(jī)的位移很接近，而P2、P3、P4與排氣系統(tǒng)前端之間存在撓性波紋管，在各工況下，X方向加載使得排氣系統(tǒng)前端關(guān)注點(diǎn)P1和后端關(guān)注點(diǎn)P2、P3、P4的位移存在較明顯差別。由表4還可以看出，在極限工況下，關(guān)注點(diǎn)的運(yùn)動(dòng)空間范圍為：X向-61.67～61.49 mm；Y向-22.76～22.81 mm；Z向-19.68～19.59 mm。運(yùn)動(dòng)空間與設(shè)計(jì)值相比較偏大，有必要進(jìn)行干涉檢查。

以工況11和工況17為例，進(jìn)行排氣系統(tǒng)干涉分析。在Adams/PostProcessor模塊中，載入工況11的運(yùn)動(dòng)動(dòng)畫，如果有干涉，則能夠直觀地顯示排氣系統(tǒng)與隔熱罩等產(chǎn)生干涉的位置，圖3為工況11的干涉區(qū)域。由圖3可知：在Z方向，排氣歧管法蘭和三元催化轉(zhuǎn)換器與隔熱罩頂壁發(fā)生了干涉；由于排氣系統(tǒng)后端P3處在X方向的位移達(dá)到61.44 mm，排氣系統(tǒng)中間管路及副消聲器與隔熱罩側(cè)壁也存在干涉區(qū)域。為消除干涉，建議增大波紋管X方向剛度，或者增加發(fā)動(dòng)機(jī)懸置的橫向剛度。

工況17Y向和Z向的位移都偏大，其干涉區(qū)域如圖4所示。由圖4可以看出，歧管法蘭、三元催化轉(zhuǎn)換器以及中間管路都與隔熱罩發(fā)生了明顯干涉，副消聲器與隔熱罩側(cè)壁也存在干涉。為消除干涉，建議加強(qiáng)各吊耳的限位功能，增大限位剛度，同時(shí)，適當(dāng)增加隔熱罩與排氣系統(tǒng)的間隙，也可以優(yōu)化各吊耳3個(gè)方向的剛度以減輕干涉程度，但修改吊耳剛度會引起系統(tǒng)模態(tài)參數(shù)及隔振率的變化，需要對排氣系統(tǒng)進(jìn)行循環(huán)優(yōu)化設(shè)計(jì)，使各設(shè)計(jì)目標(biāo)都得以滿足。

表4 關(guān)注點(diǎn)極限工況位移（剛?cè)狁詈戏椒ǎ?mm

圖3 極限工況11干涉區(qū)域

圖4 極限工況17干涉區(qū)域

3.3 剛?cè)狁詈戏椒ǖ姆抡鎸Ρ闰?yàn)證

在極限工況下，實(shí)車驗(yàn)證排氣系統(tǒng)包絡(luò)面的計(jì)算精度有很大困難。為驗(yàn)證剛?cè)狁詈戏椒ㄓ?jì)算的準(zhǔn)確性，將剛?cè)狁詈戏治鼋Y(jié)果與傳統(tǒng)的采用Nastran計(jì)算得到的包絡(luò)面計(jì)算結(jié)果進(jìn)行對比，可以間接驗(yàn)證剛?cè)狁詈嫌?jì)算方法的準(zhǔn)確性。圖5為動(dòng)力總成-排氣系統(tǒng)的傳統(tǒng)有限元模型，其中動(dòng)力總成被簡化成位于動(dòng)力總成質(zhì)心處的質(zhì)量單元，賦予其質(zhì)量和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量等參數(shù)，排氣歧管法蘭剛性連接至動(dòng)力總成質(zhì)心。懸置、波紋管和吊耳采用CBUSH單元模擬，其它參數(shù)與剛?cè)狁詈夏Ｐ屯耆恢隆?/p>

圖5 動(dòng)力總成-排氣系統(tǒng)傳統(tǒng)有限元模型

將表4中的位移與傳統(tǒng)有限元方法計(jì)算獲得的位移相減得到位移計(jì)算差值，結(jié)果見表5。從表5可以看出，在各極限工況下，3個(gè)方向位移差值的范圍為：X向-1.00～0.87 mm；Y向-3.72～3.58 mm；Z向-6.90～7.49 mm。兩種方法的位移差值僅在工況10和工況11的Z方向存在較大差別，在X和Y方向較小。其余工況下的位移差值在4 mm以下，兩種方法的計(jì)算結(jié)果一致性較高，間接驗(yàn)證了剛?cè)狁詈戏抡娣椒ǖ暮侠硇院蜏?zhǔn)確性。傳統(tǒng)有限元方法的動(dòng)力總成被簡化成質(zhì)量單元，并施加慣性參數(shù)，剛?cè)狁詈戏椒ㄖ械膭?dòng)力總成用長方體剛體代替并賦予慣性參數(shù)，這造成了兩種方法中的動(dòng)力總成慣性參數(shù)分布不完全一致，從而導(dǎo)致兩種計(jì)算方法存在差別。

表5 兩種計(jì)算方法的位移差值 mm

4 結(jié)束語

基于動(dòng)力總成-排氣系統(tǒng)剛?cè)狁詈辖７椒ㄓ?jì)算的排氣系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)位移，既考慮了動(dòng)力總成的慣性參數(shù)分布，又包含了排氣系統(tǒng)在受載時(shí)的彈性變形，結(jié)果更加精確。利用耦合模型的仿真計(jì)算結(jié)果能夠以動(dòng)畫形式呈現(xiàn)，與傳統(tǒng)有限元方法相比，可以直觀地判斷關(guān)注點(diǎn)是否存在運(yùn)動(dòng)干涉并優(yōu)化排氣系統(tǒng)的布置空間。對比結(jié)果表明，兩種方法的預(yù)測趨勢一致性很好，間接驗(yàn)證了剛?cè)狁詈辖７椒ǖ臏?zhǔn)確性。

為提高仿真精度，在后續(xù)研究中將考慮橡膠吊耳和發(fā)動(dòng)機(jī)懸置的非線性剛度及限位接觸模擬，以及導(dǎo)入動(dòng)力總成真實(shí)幾何模型使得動(dòng)力總成慣性特性的分布更加接近實(shí)際情況。

1 黃金陵，任金東，程義，等.轎車車輪運(yùn)動(dòng)軌跡包絡(luò)面計(jì)算方法和CAD系統(tǒng).汽車工程，2002，24（3）：259～262.

2 吳保玉，王建宜，王彧.柔性懸架系統(tǒng)下的車輪運(yùn)動(dòng)包絡(luò)面分析.汽車科技，2013（2）：27～30.

3 韋寶侶，呂兆平.動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)包絡(luò)及工況載荷計(jì)算方法.裝備制造技術(shù)，2012（6）：44～47.

4 何森東，李洪亮，顧燦松.汽車排氣系統(tǒng)包絡(luò)計(jì)算與運(yùn)動(dòng)干涉分析.大眾科技，2014，16（11）：98～100.

5 顧彥，宋艷冗，汪曉虎，等.汽車排氣系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)包絡(luò)面的計(jì)算.MSC.Software中國用戶論文集，2007.

6 龐劍，諶剛，何華.汽車噪聲與振動(dòng)：理論與應(yīng)用.北京：北京理工大學(xué)出版社，2006.

7 王勖成，邵敏.有限單元法基本原理和數(shù)值方法.北京：清華大學(xué)出版社，2003.

（責(zé)任編輯 斛 畔）

修改稿收到日期為2016年11月29日。

Simulation Method of Motion Enveloping Surface for Automotive Exhaust Systems Based on Rigid-Flexible Coupling Model

Wu Jie,Huang Siliang
（South China University of Technology,Guangzhou 510641）

The exhaust system Finite Element(FE)model verified by the free modal experiment was imported to ADAMS virtual prototype platform,and the rigid-flexible coupling simulation model of the powertrain and the exhaust system were built which was more close to actual structure.Four focused points’displacements were calculated under automotive extreme load cases.The calculated results of rigid-flexible coupling method were compared with that of the traditional FE method,which showed good prediction consistency,this indirectly verified the calculation accuracy of the presented rigid-flexible coupling method.

Exhaust system,FE analysis,Rigid-flexible coupling model,Enveloping analysis

排氣系統(tǒng) 有限元分析 剛?cè)狁詈辖?包絡(luò)面分析

U464.149

A

1000-3703（2017）06-0044-05

教育部新世紀(jì)人才計(jì)劃項(xiàng)目（NCET-11-0157）；廣東省自然科學(xué)基金項(xiàng)目（2016A030313463）。