侯獻(xiàn)軍 盧俊宇* 何 喆 王友恒

(武漢理工大學(xué)現(xiàn)代汽車零部件技術(shù)湖北省重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室1) 武漢 430070) (武漢理工大學(xué)汽車零部件技術(shù)湖北省協(xié)同創(chuàng)新中心2) 武漢 430070) (武漢理工大學(xué)湖北省新能源與智能網(wǎng)聯(lián)車工程技術(shù)研究中心3) 武漢 430070)

0 引 言

排氣系統(tǒng)作為摩托車不可或缺的部件，若在摩托車行駛過程中出現(xiàn)疲勞破壞，不僅會(huì)影響到駕駛員正常駕駛，還會(huì)對(duì)周圍環(huán)境造成嚴(yán)重?fù)p害[1].通過仿真模擬疲勞耐久性試驗(yàn)，在設(shè)計(jì)初期就對(duì)摩托車排氣系統(tǒng)疲勞壽命做出預(yù)測(cè)，為技術(shù)人員進(jìn)行抗疲勞耐久性設(shè)計(jì)提供幫助，可以大幅縮短產(chǎn)品的研發(fā)周期[2].

國(guó)內(nèi)外學(xué)者通過分析排氣系統(tǒng)模態(tài)參數(shù)以及振動(dòng)信號(hào)，在排氣系統(tǒng)焊縫以及減振部件上進(jìn)行研究，分析此類位置的疲勞壽命判斷排氣系統(tǒng)的耐久性能.Michiue等[3]針對(duì)摩托車排氣系統(tǒng)疲勞壽命進(jìn)行了預(yù)測(cè)，并通過振動(dòng)試驗(yàn)驗(yàn)證預(yù)測(cè)結(jié)果.Sissa等[4]采用仿真軟件分析發(fā)動(dòng)機(jī)排氣歧管處低周和高周疲勞，對(duì)其耐久性做出評(píng)價(jià).Lee等[5]針對(duì)排氣系統(tǒng)受到焊縫形狀影響而導(dǎo)致的疲勞損壞進(jìn)行研究，對(duì)其疲勞壽命進(jìn)行預(yù)測(cè)，并通過試驗(yàn)驗(yàn)證預(yù)測(cè)結(jié)果準(zhǔn)確性.Domen等[6]通過建立排氣系統(tǒng)三維模型并對(duì)其進(jìn)行仿真模擬獲得應(yīng)力云圖以及疲勞壽命云圖，分析其在機(jī)械載荷下的耐久性能.Fernández等[7]分析了影響排氣系統(tǒng)壽命預(yù)測(cè)的多種影響因素，主要涉及到熱疲勞分析以及斷裂疲勞分析.Bansode等[8]通過研究排氣系統(tǒng)溫度分布及其熱應(yīng)力來判斷排氣系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和壽命，并提出優(yōu)化方案改善應(yīng)力分布.胡蓉[9]通過振動(dòng)測(cè)試與分析，找到測(cè)試點(diǎn)振動(dòng)頻率的特點(diǎn)，對(duì)排氣系統(tǒng)安裝方式以及減振部件加以改進(jìn)，改進(jìn)后的排氣系統(tǒng)通過了耐久性試驗(yàn)且進(jìn)入批量生產(chǎn).鄭松林等[10]建立試驗(yàn)臺(tái)系統(tǒng)的有限元模型，對(duì)其驗(yàn)證精度并仿真分析，總結(jié)出一套臺(tái)架試驗(yàn)和仿真分析相結(jié)合的虛擬疲勞分析流程.在研究排氣系統(tǒng)耐久性的同時(shí)，也有學(xué)者提出了許多耐久性的評(píng)價(jià)方法.Spieth等[11]研究了排氣系統(tǒng)疲勞壽命評(píng)估計(jì)算方法，提出了一種基于改進(jìn)的頻響分析的仿真方法.Jie等[12]將名義應(yīng)力法與動(dòng)態(tài)疲勞分析相結(jié)合，提出了一種基于動(dòng)力響應(yīng)的全壽命分析方法.邵毅敏等[13]基于實(shí)測(cè)載荷數(shù)據(jù)在考慮摩托車疲勞試驗(yàn)臺(tái)載荷輸入方式的基礎(chǔ)上運(yùn)用雙參數(shù)雨流計(jì)數(shù)法組編形成多工況綜合試驗(yàn)載荷譜.用計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)技術(shù)來研究摩托車排氣系統(tǒng)疲勞耐久性在現(xiàn)階段尤其是工程應(yīng)用上具有很大的研究意義及發(fā)展空間.

文中借助CAE技術(shù)，采用理論分析與試驗(yàn)驗(yàn)證相結(jié)合的方法，建立摩托車排氣系統(tǒng)仿真模型，結(jié)合仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果，針對(duì)存在的問題，提出改進(jìn)方案并選出最優(yōu)方案，從而獲得具有較好耐久性的摩托車排氣系統(tǒng).

1 排氣系統(tǒng)有限元模型建立及驗(yàn)證

1.1 排氣系統(tǒng)模型建立

通過有限元分析方法對(duì)排氣系統(tǒng)進(jìn)行應(yīng)力分析，有限元網(wǎng)格尺寸的大小對(duì)應(yīng)力分析結(jié)果影響很大，考慮后續(xù)耐久性壽命預(yù)測(cè)，本文選擇4 mm網(wǎng)格尺寸為主，部分關(guān)鍵區(qū)域的網(wǎng)格尺寸會(huì)小于4 mm，從而提高分析結(jié)果精度.建模所需摩托車排氣系統(tǒng)結(jié)構(gòu)參數(shù)為：消聲器總?cè)莘e2.82 L，腔體長(zhǎng)度279 mm，直徑110 mm，主消聲器腔體外殼厚度約1.2 mm，消聲器內(nèi)部有管路和隔板，管路厚度1.5 mm，隔板厚度與腔體外殼相同.摩托車排氣系統(tǒng)材料為0Cr18Ni9，該材料的物理參數(shù)和力學(xué)性能參數(shù)見表1.利用CATIA軟件建立排氣系統(tǒng)模型見圖1.

表1 材料物理和力學(xué)參數(shù)

圖1 排氣系統(tǒng)三維模型

1.2 排氣系統(tǒng)模型驗(yàn)證

運(yùn)用ANSYS軟件中的Model模塊對(duì)摩托車排氣系統(tǒng)進(jìn)行自由模態(tài)分析.表2為摩托車排氣系統(tǒng)前16階自由模態(tài)的固有頻率.圖2為排氣系統(tǒng)自由模態(tài)第1階振型，其模態(tài)頻率為85.15 Hz.

圖2 排氣系統(tǒng)自由模態(tài)第一階振型

摩托車排氣系統(tǒng)模態(tài)試驗(yàn)采用力錘敲擊法，在保證摩托車排氣系統(tǒng)完全靜止的前提下，對(duì)排氣長(zhǎng)管上選定的激勵(lì)點(diǎn)進(jìn)行敲擊.記錄13個(gè)測(cè)量點(diǎn)的振動(dòng)加速度和受力等參數(shù)變化，利用LMS軟件對(duì)實(shí)驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行處理，最終在模態(tài)分析基本理論指導(dǎo)下把得到的被測(cè)點(diǎn)之間的傳遞函數(shù)進(jìn)行擬合，獲得該摩托車排氣系統(tǒng)的模態(tài)參數(shù)，模型在LMS軟件中Geometry界面下創(chuàng)建完成，見圖3.表2為通過模態(tài)敲擊試驗(yàn)所得的前16階模態(tài)的固有頻率.

圖3 排氣系統(tǒng)簡(jiǎn)化模型

表2 排氣系統(tǒng)模態(tài)分析與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比

階次分析值f1/Hz試驗(yàn)值f2/Hz相對(duì)誤差f1-f2/f2/%185.1584.623.062125.15124.891.843127.24126.582.144214.29213.061.735252.16250.471.496374.39366.962.027402.24399.583.258559.76561.854.949578.22569.411.5910766.27769.263.4011869.48874.812.3912965.9113978.61983.792.02141 031.481 025.782.55151 109.751 115.681.42161 194.971 208.942.77

由表2可知，誤差均低于5%，所建立的模型符合實(shí)際排氣系統(tǒng)結(jié)構(gòu)的固有振動(dòng)特性，置信度較高，可以利用該模型進(jìn)行后續(xù)工作.

2 排氣系統(tǒng)機(jī)械應(yīng)力分析

2.1 振動(dòng)試驗(yàn)

通過振動(dòng)試驗(yàn)獲得試驗(yàn)車輛在怠速以及加速時(shí)摩托車排氣系統(tǒng)的振動(dòng)狀況.通過振動(dòng)測(cè)試結(jié)果，為后續(xù)摩托車排氣系統(tǒng)疲勞耐久性分析提供振動(dòng)載荷的輸入數(shù)據(jù).通過加速度傳感器測(cè)量得到發(fā)動(dòng)機(jī)施加在消聲器上的振動(dòng)數(shù)據(jù).由于怠速工況下影響比較小，故只分析加速工況下振動(dòng)數(shù)據(jù)，見圖4.

圖4 排氣系統(tǒng)振動(dòng)信號(hào)

發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速在5 000 r/min以下時(shí)振動(dòng)較小，隨后轉(zhuǎn)速增加，振動(dòng)大幅度提高，在6 000 r/min左右振動(dòng)最強(qiáng)烈，最大值為5.9g.轉(zhuǎn)速繼續(xù)提高，振動(dòng)有所下降，最終穩(wěn)定在某一范圍內(nèi).將試驗(yàn)所得振動(dòng)數(shù)據(jù)作為疲勞耐久分析的振動(dòng)載荷輸入.

2.2 機(jī)械應(yīng)力分析

1) 有限元網(wǎng)格劃分 三維模型導(dǎo)入到Hypermesh軟件當(dāng)中進(jìn)行有限元前處理.網(wǎng)格劃分將單元類型定義為四邊形殼單元，由于在后續(xù)疲勞分析中要求網(wǎng)格尺寸在2～4 mm，此處選取基本單元尺寸為4 mm.單元厚度與實(shí)物模型厚度保持一致.網(wǎng)格單元?jiǎng)澐智闆r見表3，劃分完成后的摩托車排氣系統(tǒng)有限元模型見圖5.

表3 排氣系統(tǒng)模型單元節(jié)點(diǎn)數(shù)

圖5 排氣系統(tǒng)網(wǎng)格劃分模型

2) 邊界條件加載 根據(jù)支架支耳預(yù)應(yīng)力，對(duì)兩支耳施加沿螺孔軸向方向100 N的載荷；由振動(dòng)試驗(yàn)可知，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速在6 000 r/min左右時(shí)垂直地面方向受到的載荷最大，為5.9g；按照耐久性試驗(yàn)要求，對(duì)摩托車排氣系統(tǒng)響應(yīng)位置進(jìn)行6自由度的約束.

3) 機(jī)械應(yīng)力計(jì)算 將有限元模型導(dǎo)入ANSYS中進(jìn)行有限元計(jì)算，得到摩托車排氣系統(tǒng)的機(jī)械應(yīng)力云圖見圖6.由圖6可知，應(yīng)力集中主要出現(xiàn)在排氣系統(tǒng)支架支耳處，在上支耳附近出現(xiàn)最大應(yīng)力，為174 MPa.在支架與腔體連接部位也出現(xiàn)應(yīng)力集中，但應(yīng)力很小，不會(huì)對(duì)排氣系統(tǒng)耐久性造成明顯影響.

圖6 排氣系統(tǒng)機(jī)械應(yīng)力云圖

3 排氣系統(tǒng)熱應(yīng)力分析

排氣系統(tǒng)內(nèi)部有高溫廢氣流動(dòng)，外部直接與空氣接觸，溫差較大，排氣系統(tǒng)在這樣惡劣的環(huán)境下工作，就要求其熱應(yīng)力在允許范圍內(nèi).針對(duì)排氣系統(tǒng)熱應(yīng)力分析，首先要獲得其溫度場(chǎng)，根據(jù)熱傳導(dǎo)理論及邊界條件，以及材料的物理特性等獲得研究對(duì)象每一點(diǎn)的溫度狀況.之后計(jì)算其應(yīng)力場(chǎng)，根據(jù)熱彈性力學(xué)理論，由彈性體的變溫來求解物體各個(gè)節(jié)點(diǎn)的熱應(yīng)力.

3.1 溫度場(chǎng)分析

對(duì)排氣系統(tǒng)而言，內(nèi)部與高溫氣體接觸，外部與空氣接觸，故其自身溫度受內(nèi)部高溫氣體和常溫空氣共同影響.圖7為摩托車排氣系統(tǒng)整體和內(nèi)部結(jié)構(gòu)溫度場(chǎng)的分布情況，排氣系統(tǒng)進(jìn)出口處溫度約為1 088和511 K.

圖7 排氣系統(tǒng)溫度分布云圖

由圖7可知，排氣系統(tǒng)進(jìn)氣尾管由于直接與發(fā)動(dòng)機(jī)相連，受到高溫廢氣溫度的影響最為明顯，溫度最高.順著廢氣流動(dòng)方向，排氣系統(tǒng)內(nèi)部第一腔和第二腔溫度較高，而第三腔溫度僅高于排氣尾管出口溫度.受到內(nèi)部廢氣溫度影響，排氣系統(tǒng)腔體外殼表面各部位溫度也有明顯差別，整體上與內(nèi)部氣體流動(dòng)的方向一致.由于在排氣系統(tǒng)外側(cè)焊接有支架，支架與外界空氣直接接觸，不接觸來自發(fā)動(dòng)機(jī)的高溫廢氣，故與支架相接處的排氣系統(tǒng)腔體以及隔音板附近溫度較低，總體溫度場(chǎng)分布趨勢(shì)與實(shí)際情況相符.

3.2 熱應(yīng)力分析

把溫度場(chǎng)分析中獲得的各溫度條件作為輸入載荷.為避免使用全約束邊界使得應(yīng)力集中在約束區(qū)域，對(duì)分析結(jié)果造成較大誤差，因此選擇對(duì)稱約束邊界.運(yùn)用ANSYS軟件進(jìn)行熱應(yīng)力分析，獲得熱應(yīng)力云圖見圖8.

圖8 排氣系統(tǒng)熱應(yīng)力分布云圖

由圖8可知，熱應(yīng)力主要集中在排氣系統(tǒng)支架上，特別是在支架兩支耳連接處應(yīng)力集中區(qū)域較大，其最大應(yīng)力251 MPa，已經(jīng)超過材料的屈服極限，可以認(rèn)為此處為危險(xiǎn)位置.由熱應(yīng)力云圖可以看出在排氣系統(tǒng)內(nèi)部，熱應(yīng)力主要集中在消音管與隔音板連接處以及隔音板與外側(cè)腔體連接處，排氣系統(tǒng)內(nèi)部最大熱應(yīng)力為111 MPa，出現(xiàn)在隔音板與消音管連接處.內(nèi)部應(yīng)力分布狀況整體較好，未出現(xiàn)特別明顯的應(yīng)力集中，且應(yīng)力都不大，不會(huì)影響到排氣系統(tǒng)結(jié)構(gòu)特性.

4 排氣系統(tǒng)疲勞耐久性分析

運(yùn)用ANSYS軟件中nCode DesignLife模塊對(duì)摩托車排氣系統(tǒng)疲勞壽命進(jìn)行仿真計(jì)算，因?yàn)槟Ｐ蛯儆诟咧芷诜懂爟?nèi)，所以使用Goodman模型.Goodman模型曲線為

(1)

式中：σa為交變應(yīng)力幅；σm為平均應(yīng)力；σe為在平均應(yīng)力σm為零時(shí)的最大交變應(yīng)力；σn為材料的抗拉極限強(qiáng)度.

本文研究的摩托車排氣系統(tǒng)主要由0Cr18Ni9組成，該材料是一種不銹鋼耐熱鋼.將該材料的特性參數(shù)輸入軟件擬合出其S-N曲線見圖9.

圖9 0Cr18Ni9材料的S-N曲線

運(yùn)用nCode DesignLife軟件進(jìn)行疲勞壽命分析，定義排氣系統(tǒng)材料特性，將振動(dòng)試驗(yàn)得到的振動(dòng)載荷以及熱應(yīng)力結(jié)果作為輸入條件.基于Miner線性累積損傷理論，選用Goodman模型來修正材料循環(huán)應(yīng)力和平均應(yīng)力之間的關(guān)系，得到排氣系統(tǒng)疲勞壽命云圖見圖10.

圖10 排氣系統(tǒng)壽命云圖

由圖10可知，壽命較小的部位主要集中在排氣系統(tǒng)支架上，尤其在支架兩支耳連接處和支架與腔體連接處疲勞壽命較小，且危險(xiǎn)位置區(qū)域較大，其中最小壽命出現(xiàn)在支架兩支耳連接處，為8.28×104次循環(huán).在排氣系統(tǒng)內(nèi)部管路與各邊相連接處疲勞壽命也相對(duì)較小，但其壽命均在109以上，因此不認(rèn)為此類部位為危險(xiǎn)位置.

綜合觀察排氣系統(tǒng)機(jī)械應(yīng)力云圖、熱應(yīng)力云圖以及疲勞壽命云圖可知，該排氣系統(tǒng)在支架附近的最大應(yīng)力已經(jīng)超過材料的屈服極限，材料會(huì)發(fā)生塑性變形，這種情況是非常危險(xiǎn)的，且疲勞壽命也較小，不足以達(dá)到設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)要求，故對(duì)排氣系統(tǒng)進(jìn)行改進(jìn)優(yōu)化.

5 排氣系統(tǒng)結(jié)構(gòu)優(yōu)化

5.1 排氣系統(tǒng)優(yōu)化方案

根據(jù)上文研究分析結(jié)果，針對(duì)摩托車排氣系統(tǒng)支架處應(yīng)力集中明顯且疲勞壽命較低的問題，對(duì)支架部位加以優(yōu)化，提出三種優(yōu)化方案，模型結(jié)構(gòu)見圖11.

圖11 排氣系統(tǒng)支架優(yōu)化方案結(jié)構(gòu)圖

方案1在原方案的基礎(chǔ)上，將支架兩支耳連接處的曲率增大，增加兩支耳連接處的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度.方案2在原方案基礎(chǔ)上增大支架上各棱角處曲率，使得支耳所在平面和支架與排氣系統(tǒng)腔體連接面之間的過渡相對(duì)平緩.方案3在原方案的基礎(chǔ)上主要增大支耳所在平面和支架與排氣系統(tǒng)腔體連接面之間的曲率，使得兩平面能夠平滑過渡.

5.2 優(yōu)化方案對(duì)比分析

三種優(yōu)化方案均是在支架上應(yīng)力集中較為明顯的部位進(jìn)行改進(jìn)的，未影響到原排氣系統(tǒng)聲學(xué)特性.對(duì)三種改進(jìn)后的排氣系統(tǒng)通過ANSYS軟件進(jìn)行機(jī)械應(yīng)力與熱應(yīng)力分析，材料的性能參數(shù)與輸入載荷參考原方案.得到三種方案機(jī)械應(yīng)力與熱應(yīng)力的綜合應(yīng)力云圖見圖12.

圖12 優(yōu)化后支架綜合應(yīng)力云圖

觀察三種方案應(yīng)力云圖可知，方案1應(yīng)力分布與原方案相差較小，但其最大應(yīng)力遠(yuǎn)小于原方案，為177 MPa，可以認(rèn)為優(yōu)化效果比較明顯.方案2與方案3支架結(jié)構(gòu)應(yīng)力分布都比較均勻，未出現(xiàn)局部應(yīng)力過大的現(xiàn)象，且方案2最小應(yīng)力大于方案3.

將應(yīng)力分析結(jié)果導(dǎo)入Ncode DesignLife軟件進(jìn)行壽命計(jì)算，得出三種方案疲勞壽命云圖見圖13.最大應(yīng)力與最小疲勞壽命見表4.方案2與方案3壽命云圖分布狀況遠(yuǎn)優(yōu)于方案1.方案1較原方案有所改善，但其壽命仍然較小.方案2與方案3壽命云圖分布狀況較好，支架兩支耳連接處的壽命明顯延長(zhǎng)，最小壽命出現(xiàn)在支架與腔體連接處，且最小壽命均較長(zhǎng)，其中方案2疲勞壽命優(yōu)于方案3.

圖13 優(yōu)化后支架壽命云圖

表4 改進(jìn)方案最大應(yīng)力與最小疲勞壽命

方案最大應(yīng)力/MPa最小疲勞壽命方案11778.019×108方案21503.528×1010方案31642.416×109

綜合考慮以上三個(gè)方案，認(rèn)為方案2應(yīng)力分布和壽命分布都較為均勻且最大應(yīng)力在三個(gè)方案中最小，最小壽命在三個(gè)方案中最長(zhǎng).因此，選擇方案2為最佳方案.并制作實(shí)物用于后續(xù)試驗(yàn)驗(yàn)證.

5.3 優(yōu)化后排氣系統(tǒng)耐久性驗(yàn)證

此類型摩托車耐久性試驗(yàn)總里程為20 000 km，其中平坦公路12 000 km、坡路4 000 km、顛簸路4 000 km.試驗(yàn)過程中臺(tái)架試驗(yàn)不限速，路試最高車速限制為60 km/h，要求試驗(yàn)全程有駕駛員操縱車輛.試驗(yàn)完成后，要求摩托車排氣系統(tǒng)整體結(jié)構(gòu)完整、確保摩托車整車性能在噪聲、排放等項(xiàng)目中滿足國(guó)家相應(yīng)標(biāo)準(zhǔn)為合格.試驗(yàn)過程中每行駛300 km，檢查規(guī)定易損部位的狀況.每行駛1 000 km，檢查排氣系統(tǒng)安裝固定情況.

20 000 km耐久性試驗(yàn)結(jié)束后對(duì)摩托車排氣系統(tǒng)進(jìn)行全方位檢查，經(jīng)檢查發(fā)現(xiàn)排氣系統(tǒng)基本完好.特別關(guān)注在仿真分析過程中應(yīng)力集中較為明顯和疲勞壽命較小的支架兩支耳連接部位和支架與排氣系統(tǒng)腔體連接部位，并未發(fā)現(xiàn)有明顯裂紋.實(shí)際情況與仿真計(jì)算結(jié)果相符，可認(rèn)為該摩托車排氣系統(tǒng)疲勞耐久性滿足國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)要求.

6 結(jié) 論

1) 運(yùn)用CATIA軟件建立排氣系統(tǒng)三維模型，用ANSYS軟件分析其自由模態(tài)，對(duì)比數(shù)值自由模態(tài)與試驗(yàn)自由模態(tài)相對(duì)誤差在5%以內(nèi)，說明建立的有限元模型具有較高的置信度.

2) 通過振動(dòng)試驗(yàn)獲得行駛過程中排氣系統(tǒng)的振動(dòng)信號(hào).計(jì)算分析機(jī)械應(yīng)力主要集中在支架上兩支耳附近，熱應(yīng)力主要分布在支架上，在支架兩支耳連接處出現(xiàn)最大熱應(yīng)力.

3) 將應(yīng)力分布作為載荷，經(jīng)Goodman修正，計(jì)算排氣系統(tǒng)疲勞壽命云圖.可知排氣系統(tǒng)壽命較小的危險(xiǎn)位置主要集中在支架上，在支架兩支耳連接處出現(xiàn)最小壽命，分析可知最小熱應(yīng)力與最小壽命遠(yuǎn)不及設(shè)計(jì)要求.

4) 對(duì)支架進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)，設(shè)計(jì)三種改進(jìn)方案.分別對(duì)三種方案進(jìn)行應(yīng)力分析和疲勞壽命分析，對(duì)比分析結(jié)果選出應(yīng)力分布和疲勞壽命分布最佳的方案，該方案最大應(yīng)力為150 MPa，最小疲勞壽命為3.528×1010次循環(huán)，均滿足設(shè)計(jì)要求.根據(jù)最優(yōu)方案制作實(shí)物，裝車進(jìn)行耐久性試驗(yàn)，經(jīng)試驗(yàn)驗(yàn)證，證明該排氣系統(tǒng)具有較好的耐久性.