乘用車排氣凈化器頻響分析方法

楊小東 李東晗 齊冬亮 張文文 趙寧

摘要：基于發(fā)動機試驗和頻響分析，以某乘用車排氣凈化器為例，研究振動強度的評價方法，考慮排氣高溫對結構強度的影響，選擇頻響分析的位移和應力作為驗證和評價的指標，分析獲得的出氣法蘭峰值加速度與試驗結果具有很好的一致性。上、下蚌殼焊縫處為凈化器結構的高風險區(qū)域，該區(qū)域的應力水平是決定凈化器結構強度的關鍵指標。研究結果認為：在分析采用的載荷和溫度輸入條件下，該凈化器結構強度滿足可靠性要求。

關鍵詞：排氣凈化器;振動;強度;頻響;模態(tài);發(fā)動機試驗

中圖分類號：U464.134

文獻標志碼：B

文章編號：1006-0871（2019）01-0018-04

0 引 言

汽車排氣凈化器承受高溫載荷和劇烈振動，其結構可靠性一直是重要的研究內容。[1-5]自2000年以來，國內學者在排氣凈化器強度分析方面進行大量的研究和應用。陳東興等[6]利用Abaqus對常溫下排氣歧管進行模態(tài)分析，得到排氣歧管總成的振動頻率和固有振型;劉志恩等[7]探討發(fā)動機熱負載對排氣歧管模態(tài)的影響，將高溫環(huán)境引入到排氣歧管的模態(tài)分析中。胡國強等[8]和楊超等[9]將模態(tài)分析方法成功應用到排氣歧管的故障分析中，拓寬模態(tài)分析在排氣凈化器領域的應用范圍。

本文在已有研究成果的基礎上，考慮外界載荷（高溫和振動）對排氣凈化器結構強度的影響，結合發(fā)動機掃頻試驗數(shù)據(jù)，研究排氣凈化器的頻響分析方法，通過應力分布確定凈化器結構的薄弱區(qū)域，認為可以將其作為評價排氣凈化器結構強度的關鍵指標。

1 凈化器頻響分析流程

凈化器頻響分析實施流程見圖1，具體包括發(fā)動機試驗、傳熱分析和頻響分析等。

（1）進行發(fā)動機試驗，獲得加速掃頻過程中發(fā)動機的排氣溫度和振動加速度信號，作為后續(xù)分析的輸入和對標數(shù)據(jù)。

（2）將發(fā)動機試驗獲得的溫度邊界作為分析的輸入條件，進行有限元建模和傳熱分析，獲得凈化器的溫度場分布。

（3）輸入發(fā)動機掃頻采集的振動加速度進行頻響分析，并對位移分析結果與試驗結果進行對標。

（4）對頻響分析獲得的應力結果進行綜合分析，評價凈化器結構的耐久性能。

2 試驗過程

2.1 發(fā)動機掃頻試驗

在發(fā)動機掃頻試驗過程中，將發(fā)動機轉速設定為1 000～5 000 r/min，油門開度設置為100%，加速時間設置為100 s，加速度測試位置為發(fā)動機缸蓋、出氣法蘭和發(fā)動機缸體（近支架處）等。發(fā)動機掃頻試驗布置見圖2，發(fā)動機缸蓋z向振動加速度掃頻曲線見圖3。由此可知，發(fā)動機缸蓋的4階和6階振動加速度相對較小。由于高階次（高頻率）振動對凈化器本體的結構耐久性能影響較小，因此選取發(fā)動機2階振動為凈化器頻響分析的輸入載荷。當發(fā)動機轉速上升時，發(fā)動機本體的2階振動加速度保持線性上升，發(fā)動轉速為5 000 r/min時，發(fā)動機2

階振動加速度為3.2g。

2.2 溫度測試

對凈化器產(chǎn)品進行發(fā)動機溫度測試，傳感器布置見圖4。監(jiān)測發(fā)動機排氣歧管出口溫度，測試轉速間隔為100 r/min，發(fā)動機轉速范圍為1 000～6 000 r/min，測試獲得發(fā)動機加速過程中的排氣溫度曲線，見圖5。由此可以看出，在發(fā)動機加速過程中，排氣溫度線性升高，最高排氣溫度為820 ℃。

3 頻響分析理論

頻響分析又稱穩(wěn)態(tài)動力學分析，即在周期正弦振蕩載荷作用下，計算結構對每一個計算頻率的動態(tài)響應。頻響分析具有穩(wěn)定、快速和準確等特點，廣泛應用于產(chǎn)品結構承受旋轉機械載荷、周期載荷的設計分析領域。

根據(jù)振動分析理論，排氣凈化器結構振動與結構本身的固有特性和外在激勵載荷相關，其中結構本身的固有特性包括固有頻率、振型和阻尼等。多自由度線性系統(tǒng)的振動方程[10-11]為

式中：M為質量矩陣;C為阻尼矩陣;K為剛度矩陣;X··為加速度向量;X·為速度向量;X為位移向量，R（t）為外在激勵載荷向量。

4 分析建模及結果評價

4.1 分析建模

排氣凈化器包括進氣法蘭、蚌殼、筒體、出氣端蓋、出氣法蘭、支架、隔熱罩等結構，各子部件支架采用焊接工藝連接在一起，法蘭之間、支架之間采用螺栓連接。

選擇Abaqus進行網(wǎng)格劃分，生成的網(wǎng)格總數(shù)為49 952個，凈化器網(wǎng)格模型及關鍵點標注見圖6。

凈化器大部分結構（包括蚌殼、隔熱罩、管子和支架等）采用四邊形殼體單元S4;進、出氣法蘭采用六面體實體單元C3D8I;發(fā)動機為凈化器的振源，對測點（圖6中TP1、TP2和TP3點）進行固定約束，發(fā)動機主體采用剛體單元MPC-BEAM。為方便后續(xù)評價分析，對排氣凈化器的關鍵區(qū)域進行標注，見圖6b），其中：A區(qū)域為上、下進氣蚌殼右側焊縫，B區(qū)域為上、下進氣蚌殼左側焊縫，C區(qū)域為支架與筒體焊縫，D區(qū)域為支架安裝孔。

排氣凈化器結構采用SUH441不銹鋼。該材料具有較好的高溫強度和抗氧化性能，其彈性模量隨溫度的變化曲線見圖7，材料屈服應力隨溫度的變化曲線見圖8。隨著溫度的上升，材料的彈性模量和屈服應力都會明顯下降，符合實際情況。材料常溫下的彈性模量為201 GPa，在800 ℃時彈性模量下降到85 GPa。

4.2 結果評價

4.2.1 溫度結果

將發(fā)動機排氣溫度作為傳熱分析的輸入溫度，考慮熱對流和熱輻射的影響，獲得排氣凈化器的溫度分布云圖（圖9），可以看出：排氣歧管表面最高溫度為765 ℃，位于進氣歧管蚌殼上。傳熱分析獲得的溫度場可作為后續(xù)頻響分析的溫度輸入，確保分析更貼近實際工況。

凈化器各關鍵區(qū)域溫度對比見圖10，其中：A、B區(qū)域溫度最高，達到760 ℃以上;C區(qū)域溫度為543 ℃;D區(qū)域為104 ℃。因此，A、B區(qū)域對材料的高溫強度提出更嚴格的要求，應重點關注。

4.2.2 位移結果

結合發(fā)動機加速度激勵和頻響分析，獲得排氣凈化器的響應特性。在振動頻率為165 Hz、發(fā)動機轉速為5 000 r/min狀態(tài)下，排氣凈化器位移分布云圖見圖11，出氣法蘭z向振動加速度的響應曲線見圖12。此時：凈化器本體未出現(xiàn)明顯的共振，出氣法蘭最大位移為0.075 mm;在發(fā)動機轉速為5 000 r/min情況下，凈化器出氣法蘭振動加速度的分析結果為4.81g，對應的試驗結果為4.66g。

4.2.3 應力結果

利用頻響分析獲得應力分布結果，對排氣凈化器結構的振動強度進行分析評價。

在振動頻率為165 Hz、發(fā)動機轉速為5 000 r/min情況下，凈化器本體應力響應分布云圖見圖13。由此可以看出，圖6標注的關鍵區(qū)域均表現(xiàn)出明顯的應力集中。提取不同轉速下的應力響應結果，各個危險點的應力響應曲線見圖14。由此可以看出：在發(fā)動機工作轉速區(qū)間，高風險A區(qū)域最大應力點的應力為18 MPa，該點的溫度為766 ℃，對應的許用應力為25 MPa，滿足強度要求;螺栓安裝孔附近的最大應力點的應力為23 MPa，該點的溫度為104 ℃，對應的許用應力為160 MPa，滿足強度要求。由此可以判斷，在分析采用的載荷和溫度輸入條件下，凈化器結構滿足可靠性要求。

5 結束語

結合試驗結果和頻響分析，研究高溫條件下排氣凈化器的振動強度，將排氣凈化器結構分析從定性評價拓展到科學的定量預測，選擇頻響分析的位移和應力作為驗證和評價指標，本文采用的方法可以節(jié)約臺架試驗的頻次，具有客觀的經(jīng)濟效益。

基于本文的研究結果，下一步的研究方向：一是分析高溫熱疲勞、熱蠕變性能，完善熱疲勞失效機制;二是完善熱-機疲勞分析方法，研究排氣凈化器結構熱-機疲勞分析方法;三是結合發(fā)動機試驗和道路耐久測試等用戶工況，完善用戶工況下排氣凈化器的耐久壽命預測方法。

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（編輯 武曉英）