田永康，黃大偉，謝華林，龔運息

(廣西科技大學 機械與交通工程學院，廣西 柳州 545006)

0 引 言

隨著汽車行業(yè)的迅猛發(fā)展，自從計算機輔助設(shè)計進入汽車設(shè)計這一領(lǐng)域以來，不但縮短了設(shè)計周期，而且能夠保證設(shè)計精度，降低設(shè)計開發(fā)的成本,使得汽車輕量化成為現(xiàn)代汽車發(fā)展的主要趨勢之一。除了汽車的安全性，汽車的舒適性也越來越受到重視。整個汽車系統(tǒng)中，排氣系統(tǒng)對汽車整體 NVH 性能起著重要作用[1-2]。當車輛運行時，排氣系統(tǒng)承受來自發(fā)動機的周期動載荷，載荷引起排氣系統(tǒng)振動從而影響系統(tǒng)結(jié)構(gòu)件以及吊掛件的疲勞壽命及可靠性，同時，周期振動通過排氣系統(tǒng)橡膠吊掛傳遞到車體，影響車身結(jié)構(gòu)的噪聲振動平順性(NVH)性能指標[3]。為了進一步了解汽車的振動特性，筆者利用Hypermesh軟件對排氣系統(tǒng)的自由模態(tài)和約束模態(tài)進行分析對比，為此后此型號的排氣系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供理論基礎(chǔ)。

1 排氣系統(tǒng)模型建立

排氣系統(tǒng)主要由催化器帶排氣管總成，前消聲器總成，中段排氣氣管總成，后消聲器總成部分組成。各段之間通過法蘭和螺栓連接，并通過掛鉤合件與車體連接在一起[4]。根據(jù)排氣系統(tǒng)總成結(jié)構(gòu)和各部件的參數(shù)，利用UG三維建模建立三維模型，保存為x_t格式導(dǎo)入Hypermesh中，根據(jù)有限元計算的要求，對排氣系統(tǒng)的非必要部件進行幾何處理及簡化后的優(yōu)點如下。

(1) 由于整個排氣系統(tǒng)的各機構(gòu)零件(除法蘭、掛鉤)都很薄，且長度分布不均勻，因此可以采用板殼單元結(jié)構(gòu)進行前處理，相比于梁結(jié)構(gòu)理論模型，其精確度更高。

(2) 三元催化裝置進行簡化，運用UG測量其質(zhì)量及重心位置，然后去除支架螺栓螺紋，去除內(nèi)部隔層，對于外部圓孔進行修補，內(nèi)部質(zhì)心用CNM2代替。

(3) 對于前后消隔板有孔之處的處理(填補)，不僅能有效的模擬其機構(gòu)，而且對于隔板周圍的局部結(jié)構(gòu)也有了更好的模擬。

(4) 便于計算結(jié)果分析，能夠迅速發(fā)現(xiàn)設(shè)計中的問題，包括細節(jié)問題，然后進行改進設(shè)計，改進設(shè)計時模型修改方便，能夠照顧細節(jié)，迅速反映宏觀改動或局部細節(jié)改動對結(jié)構(gòu)帶來的影響[5]。

(5) 和實體相比，不僅縮短了時間，而且對計算的精度，都有極大的提升。

(6) 采用大量網(wǎng)格的模擬方式，能更準確地模擬排氣機構(gòu)中三元催化、前后消、波紋管的實際的連接情況。

(7) 可以減少UG模型導(dǎo)入HyperMesh中出錯的幾率，使得計算更為精確。

2 排氣系統(tǒng)的模態(tài)分析

2.1 模態(tài)分析的理論

模態(tài)分析是研究結(jié)構(gòu)的動態(tài)特性的主要方法之一，通過模態(tài)分析可以得到固有頻率和振型，來避免汽車在正常怠速下發(fā)生共振的情況。求解方程為：

(1)

式中：[M]為質(zhì)量矩陣;[C]為阻尼系數(shù);{F(t)}為剛度矩陣;{U}為位移矩陣;{F(t)}為力矩陣。

由(1)轉(zhuǎn)換成物理方程為：

m×a+c×v+k×x=F(t)

(2)

(3)

由于阻尼可以忽略不計,設(shè)F(t)為0則得：

[K]+ω2[M]=0

(4)

(5)

2.2 模型前處理

2.2.1 材料屬性

材料屬性見表1所列。

表1 零件的材料屬性

2.2.2 UG模型網(wǎng)格劃分

前后消、三元催化器和管體等抽取中面后，采用shell進行網(wǎng)格劃分，并且把其材料的屬性及厚度給賦值，法蘭厚8 mm，前后消為1.2 mm，其余部分均為1.8 mm；波紋管軸向剛度15 N/mm，徑向剛度1.2 N/mm，懸掛膠Z向剛度為12 N/mm；所有的網(wǎng)格均可采用5 mm，但需保持一致其管道和前后消的連接處可以用shell連接(見圖1)，其波紋管、動力總成的質(zhì)量選用質(zhì)量點CONM2單元等效模擬(見圖2)；法蘭和螺栓采用實體化分網(wǎng)格的辦法，法蘭與法蘭、螺栓與管道連接處可以采用re2剛性單元進行連接(見圖3)；波紋管、橡膠、動力總成可以用CBUSH進行彈簧的等效替代，并且動力總成懸掛點處采用重節(jié)點方式建立CBUSH單元并設(shè)置其坐標系(見圖4)；掛鉤采用實體劃分網(wǎng)格， 網(wǎng)格尺寸選用2 mm；綜上所述，排氣系統(tǒng)模型如圖5所示。

圖1 shell連接 圖2 模擬質(zhì)量點)

圖3 re2單元連接 圖4 動力總成模擬

2.3 模型后處理

2.3.1 自由模態(tài)分析

首先對某汽車的排氣系統(tǒng)進行了自由模態(tài)分析，即不考慮排氣系統(tǒng)的吊掛件和支撐以及排氣歧管約束對排氣系統(tǒng)振動的影響[6]。文中采用HyperMesh中的optistruct進行整個汽車排氣系統(tǒng)的模態(tài)分析，根據(jù)企業(yè)提供樣車的數(shù)據(jù)，我們計算某汽車在怠速為750～800 r/min工況下，對應(yīng)的點火的頻率為22.33～200 Hz下的自由模態(tài)相應(yīng)的陣型。通過HyperView查看模態(tài)分析的結(jié)果，分析結(jié)果如表2所示。

表2 自由情況下的模態(tài)

由表2的分析結(jié)果可知，排氣系統(tǒng)的前6階的自由模態(tài)很小幾乎為0(因此表中為0)，是剛體整體振動。所以我們一般只考慮模態(tài)為7～29階的相應(yīng)振型，為了更好的描述模型的模態(tài)我們在其中選取 15階、17階、20階、24階、28階下的自由模態(tài)來作為比較典型的示例，如圖6所示。

圖6 典型示例圖

2.3.2 約束模態(tài)分析

對整個排氣系統(tǒng)的掛鉤及動力總成進行約束，分析結(jié)果如表3所列。

表3 分析結(jié)果

從約束模態(tài)表中我們可以看出由于前階頻率普遍偏小，均小于20 Hz，因此一般我們不考慮，只考慮頻率在20～200 Hz范圍內(nèi)的約束模態(tài)如圖7所示。

圖7 典型示例圖

由以上兩種情況下模態(tài)的云圖對比可知，在固有頻率下，排氣管道彎曲的部位極易發(fā)生彎曲變形，自由模態(tài)在頻率為28.6 Hz的時候，后消排氣向Y軸方向移動變形，在頻率為35.6 Hz時消排Z向三階彎曲模態(tài)移動變形；在約束情況下，約束模態(tài)為29.4 Hz時，后消排氣向Y軸方向移動變形，在36.6 Hz時消排Z向三階彎曲模態(tài)移動變形。因此，需要對其結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化。

由于該車型所配備的是直列四缸四沖程發(fā)動機的激勵頻率計算公式為[7]：

(7)

式中:i為發(fā)動機氣缸個數(shù);n為發(fā)動機曲軸轉(zhuǎn)速，r/min;τ為發(fā)動機沖程數(shù)。

在汽車怠速的情況, 計算得出f=26.67 Hz，由分析結(jié)果可以看出在汽車怠速情況下，附近的模態(tài)振型分析，消排不存在Z向的彎曲變形，因此排氣系統(tǒng)不會共振現(xiàn)象。

3 結(jié) 語

根據(jù)汽車在怠速行駛時，自由模態(tài)和約束模態(tài)的對比，可以看出發(fā)動機的激勵頻率，對汽車的排氣系統(tǒng)的振動是有一定影響的，當發(fā)動機高速轉(zhuǎn)動時，容易發(fā)生共振。因此，可以在此基礎(chǔ)上，對此型排氣系統(tǒng)進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，以達到減少共振發(fā)生，同時我們?nèi)砸紤]此模型的法蘭盤氣密性是否連接緊密，以及在模態(tài)下掛耳動剛度是否能達到要求等諸多問題的影響，通過模態(tài)的對比，為以后解決問題提供了基礎(chǔ)，從而來達到延長排氣系統(tǒng)的使用壽命和NVH性能的功能。