某商用車(chē)排氣系統(tǒng)模態(tài)及支架動(dòng)剛度分析

邢建，高志彬，楊科彪，王郡成，劉志紅

(1.青島理工大學(xué)機(jī)械與汽車(chē)工程學(xué)院，山東青島 266520；2.北汽福田股份有限公司諸城奧鈴汽車(chē)廠，山東濰坊 262200)

0 引言

商用車(chē)作為重要的生產(chǎn)運(yùn)輸工具，使用途中難免遭遇惡劣工況，因此生產(chǎn)安全可靠的商用車(chē)成為了車(chē)企不斷追求的目標(biāo)。排氣系統(tǒng)是整車(chē)底盤(pán)系統(tǒng)的重要組成部分，它一端與發(fā)動(dòng)機(jī)通過(guò)螺栓連接，另一端與車(chē)身及車(chē)架柔性連接。發(fā)動(dòng)機(jī)作為整車(chē)主要的激勵(lì)源之一，振動(dòng)激勵(lì)會(huì)通過(guò)排氣系統(tǒng)傳遞到車(chē)身，造成駕駛室內(nèi)振動(dòng)噪聲過(guò)大，影響整車(chē)的乘坐舒適性。了解其動(dòng)態(tài)特性對(duì)優(yōu)化整車(chē)NVH性能十分必要[1]。其中，模態(tài)及動(dòng)剛度作為排氣系統(tǒng)的主要NVH性能，需要重點(diǎn)關(guān)注。

本文作者通過(guò)對(duì)某商用車(chē)排氣系統(tǒng)建立有限元模型，分別對(duì)排氣系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)分析[2]，對(duì)排氣支架進(jìn)行動(dòng)剛度分析，對(duì)排氣支架進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，確定符合要求的設(shè)計(jì)方案。

1 排氣系統(tǒng)建模分析

1.1 排氣系統(tǒng)建模

商用車(chē)排氣系統(tǒng)較短，為提高準(zhǔn)確性，將部分車(chē)架與排氣系統(tǒng)整體建模。排氣系統(tǒng)由法蘭、波紋管、排氣支架、排氣制動(dòng)閥、排氣管、消聲器及催化器總成和排氣尾管組成[3]。以某商用車(chē)為例，建立的排氣系統(tǒng)數(shù)模如圖1所示。

圖1 排氣系統(tǒng)數(shù)模

1.2 建立有限元模型

使用HyperMesh軟件建立排氣系統(tǒng)有限元模型。首先對(duì)整體模型進(jìn)行幾何清理，在不影響精度的情況下，抽取中面后去掉模型中的圓角、倒角及小孔等[4]。車(chē)架縱梁、排氣支架、車(chē)架橫梁、排氣管、消聲器及催化器均用片體單元模擬，單元尺寸大小為10 mm×10 mm；法蘭采用實(shí)體單元模擬，單元尺寸大小為5 mm×5 mm×5 mm。由于發(fā)動(dòng)機(jī)部分與排氣系統(tǒng)熱端連接，建模過(guò)程中，將發(fā)動(dòng)機(jī)簡(jiǎn)化為剛性體，整體加載垂向4g重力加速度。螺栓連接用rigid單元模擬，實(shí)體焊縫用seam單元模擬，波紋管用cbush單元模擬，并賦予局部坐標(biāo)系，消聲器及催化器總成配重用mass單元模擬。排氣系統(tǒng)分析模型節(jié)點(diǎn)數(shù)121 643，網(wǎng)格數(shù)290 469。有限元模型如圖2所示。

圖2 排氣系統(tǒng)有限元模型

1.3 排氣系統(tǒng)模態(tài)分析

對(duì)建立的有限元分析模型車(chē)架縱梁截取段約束123456自由度，計(jì)算0～200 Hz頻率范圍內(nèi)的約束模態(tài)。為防止排氣系統(tǒng)與發(fā)動(dòng)機(jī)共振，依據(jù)行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)，排氣系統(tǒng)一階模態(tài)需避開(kāi)發(fā)動(dòng)機(jī)怠速頻率，此發(fā)動(dòng)機(jī)怠速為750 rad/min，對(duì)應(yīng)怠速頻率為25 Hz。將有限元模型導(dǎo)入Nastran求解器中進(jìn)行求解，將得到的*.op2結(jié)果文件導(dǎo)入HyperView后處理軟件中查看排氣系統(tǒng)模態(tài)振型及頻率。排氣系統(tǒng)一階橫向擺動(dòng)模態(tài)為27.2 Hz，第一階垂向擺動(dòng)模態(tài)為28.8 Hz，均避開(kāi)發(fā)動(dòng)機(jī)怠速頻率，符合模態(tài)要求。排氣系統(tǒng)一階擺動(dòng)模態(tài)結(jié)果云圖如圖3、圖4。

圖3 一階橫向擺動(dòng)模態(tài)

圖4 一階垂向擺動(dòng)模態(tài)

1.4 排氣支架動(dòng)剛度分析

1.4.1 建立動(dòng)剛度模型

對(duì)于排氣系統(tǒng)而言，排氣支架的剛度對(duì)于汽車(chē)車(chē)內(nèi)噪聲有重要影響[5]。為實(shí)現(xiàn)良好的隔振性能，需要對(duì)排氣支架進(jìn)行動(dòng)剛度分析，計(jì)算排氣支架是否滿(mǎn)足動(dòng)剛度性能要求。排氣支架通過(guò)螺栓與車(chē)身連接，排氣支架動(dòng)剛度除了與排氣支架本身的剛度有關(guān)，還與連接的車(chē)架剛度有關(guān)，因此截取部分車(chē)架與排氣支架進(jìn)行聯(lián)合建模仿真分析。截取上述部分有限元模型，共得到節(jié)點(diǎn)數(shù)75 063，網(wǎng)格數(shù)194 759。選用Nastran求解器中的頻響分析模塊進(jìn)行動(dòng)剛度分析，計(jì)算時(shí)將車(chē)架4個(gè)端部的123456自由度約束住，在支架與橡膠塊連接處設(shè)置前、中、后3個(gè)激勵(lì)點(diǎn)，并分別施加X(jué)、Y、Z3個(gè)方向的單位力。通常只需要掃頻計(jì)算0～500 Hz內(nèi)的振動(dòng)頻率，但為了提高剛度分析的準(zhǔn)確性，一般設(shè)置結(jié)構(gòu)模態(tài)計(jì)算頻率范圍上限為掃頻范圍上限的1.5倍，故此次設(shè)置0～750 Hz的頻率范圍進(jìn)行分析計(jì)算。動(dòng)剛度分析模型如圖5所示。

圖5 動(dòng)剛度分析模型

1.4.2 結(jié)果分析

將Nastran求解器求解文件*.pch文件導(dǎo)入后處理軟件HyperGraph中，以前、中、后排氣支架作為激勵(lì)點(diǎn)，輸出各掃頻激勵(lì)方向的加速度響應(yīng)，查看各加速度響應(yīng)曲線(xiàn)。計(jì)算加速度-頻率曲線(xiàn)。分析結(jié)果如圖6—圖8所示。

圖6 改進(jìn)前前排氣支架動(dòng)剛度分析結(jié)果

圖7 改進(jìn)前中間排氣支架動(dòng)剛度分析結(jié)果

圖8 改進(jìn)前后排氣支架動(dòng)剛度分析結(jié)果

在20～150 Hz范圍內(nèi)，加速度響應(yīng)曲線(xiàn)峰值點(diǎn)越接近目標(biāo)值曲線(xiàn)，排氣支架動(dòng)剛度越低，排氣系統(tǒng)共振風(fēng)險(xiǎn)越大。計(jì)算平均動(dòng)剛度高于目標(biāo)值則合格，低于目標(biāo)值則存在共振風(fēng)險(xiǎn)。綜合上述兩點(diǎn)考慮，通過(guò)與目標(biāo)值曲線(xiàn)對(duì)比，在相同頻率下，前、中、后支架X、Y向加速度均在目標(biāo)值以下，全部符合要求，Z向加速度均在目標(biāo)曲線(xiàn)附近，需進(jìn)一步分析。通過(guò)分析動(dòng)剛度發(fā)現(xiàn)前排氣支架Z向平均動(dòng)剛度以及中間排氣支架Z向平均動(dòng)剛度均低于根據(jù)標(biāo)桿車(chē)設(shè)置的動(dòng)剛度目標(biāo)值500 N/mm，前排氣支架和中間排氣支架的X、Y向平均動(dòng)剛度值均大于500 N/mm，后排氣支架平均動(dòng)剛度值全部符合要求。

2 排氣系統(tǒng)支架結(jié)構(gòu)優(yōu)化

2.1 優(yōu)化方案

由各排氣支架的動(dòng)剛度的分析結(jié)果可知，需要對(duì)前排氣支架和中間排氣支架進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn)來(lái)增加排氣支架Z向動(dòng)剛度。將前排氣支架厚度由4 mm增加到4.5 mm，在支架右側(cè)增加10 mm翻邊；中間排氣支架厚度由4 mm增加到4.5 mm，兩側(cè)翻邊分別由原來(lái)的7 mm抬高到13 mm；支架寬度加寬10 mm，由56 mm增加到66 mm。改進(jìn)方案如圖9、圖10所示。

圖9 前排氣支架優(yōu)化改進(jìn)

圖10 中間排氣支架優(yōu)化改進(jìn)

2.2 計(jì)算結(jié)果與分析

對(duì)上述優(yōu)化方案再次進(jìn)行仿真分析，優(yōu)化后前排氣支架Z向動(dòng)剛度值為538.3 N/mm，中間排氣支架Z向動(dòng)剛度為503.6 N/mm，均高于標(biāo)桿車(chē)設(shè)置的剛度目標(biāo)值500 N/mm，改進(jìn)后的排氣支架動(dòng)剛度全部符合要求[6]。優(yōu)化后計(jì)算加速度-頻率曲線(xiàn)分析結(jié)果如圖11—圖13所示。

圖11 改進(jìn)后前排氣支架動(dòng)剛度分析結(jié)果

圖12 改進(jìn)后中間排氣支架動(dòng)剛度分析結(jié)果

圖13 改進(jìn)后后排氣支架動(dòng)剛度分析結(jié)果

通過(guò)優(yōu)化前后對(duì)比發(fā)現(xiàn)，重新設(shè)計(jì)的排氣支架動(dòng)剛度明顯提升，可降低排氣系統(tǒng)的振動(dòng)，有效提高整車(chē)NVH性能。優(yōu)化前后排氣支架動(dòng)剛度值對(duì)比如表1所示。

表1 優(yōu)化后排氣支架動(dòng)剛度值對(duì)比

3 結(jié)論

在車(chē)身設(shè)計(jì)初期需要考慮各系統(tǒng)結(jié)構(gòu)以及連接點(diǎn)的合理布置，分析車(chē)身關(guān)鍵接附點(diǎn)的動(dòng)剛度可以有效預(yù)測(cè)各接附點(diǎn)動(dòng)態(tài)特性，為整車(chē)NVH分析提供參考。為了改進(jìn)排氣支架動(dòng)剛度，結(jié)合模態(tài)與頻率響應(yīng)分析方法，通過(guò)改變部件的結(jié)構(gòu)與厚度來(lái)達(dá)到改善排氣支架動(dòng)剛度的目的。在設(shè)計(jì)初期，使用有限元軟件參與正向開(kāi)發(fā)，可以提前發(fā)現(xiàn)設(shè)計(jì)中的潛在問(wèn)題，縮短開(kāi)發(fā)周期，提高效率。