消音器懸掛系統(tǒng)結(jié)構(gòu)優(yōu)化

肖一帆，沈保山，王康，史榮旭，鐘宏松

消音器懸掛系統(tǒng)結(jié)構(gòu)優(yōu)化

肖一帆，沈保山*，王康，史榮旭，鐘宏松

（無(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院汽車與交通學(xué)院，江蘇 無(wú)錫 214123）

為了考察消音器懸掛系統(tǒng)的可靠與動(dòng)態(tài)振動(dòng)特性，運(yùn)用Hypermesh軟件對(duì)其進(jìn)行了強(qiáng)度和模態(tài)分析，獲得系統(tǒng)各部件的應(yīng)力分布及模態(tài)頻率分布情況，在此基礎(chǔ)上對(duì)存在問(wèn)題的部件進(jìn)行了結(jié)構(gòu)改進(jìn)。計(jì)算結(jié)果表明，在各工況下，原方案的箍帶應(yīng)力水平受螺栓預(yù)緊力影響較大，優(yōu)化后結(jié)構(gòu)可有效降低箍帶應(yīng)力對(duì)其螺栓預(yù)緊力的靈敏度，提升了產(chǎn)品可靠性；同時(shí)，模態(tài)頻率與發(fā)動(dòng)機(jī)怠速激振頻率相差5Hz以上，能夠適應(yīng)工程需要，滿足設(shè)計(jì)要求。

消音器懸掛系統(tǒng)；動(dòng)態(tài)振動(dòng)特性；強(qiáng)度；模態(tài)頻率；屈服強(qiáng)度

引言

消音器是汽車排氣系統(tǒng)的重要組成部位之一，其耐久性能直接影響到了排氣系統(tǒng)功能的發(fā)揮。對(duì)于消音器耐久性能而言，連接部位的應(yīng)力水平對(duì)系統(tǒng)的可靠性起到?jīng)Q定作用[1]。

為了使懸掛系統(tǒng)滿足工程需要，基于有限元理論，對(duì)其進(jìn)行非線性強(qiáng)度及模態(tài)分析，并根據(jù)計(jì)算結(jié)果，對(duì)其結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，提升其可靠及動(dòng)態(tài)振動(dòng)性能。

1 有限元理論

1.1 有限單元法

有限單元法以力學(xué)和離散理論為指導(dǎo)，伴隨計(jì)算機(jī)技術(shù)的發(fā)展而快速發(fā)展起來(lái)的一種數(shù)值求解方法。他依靠的力學(xué)基礎(chǔ)包括彈性力學(xué)、結(jié)構(gòu)力學(xué)、材料力學(xué)、接觸力學(xué)、流體力學(xué)以及斷裂力學(xué)等[2]。

其核心思想是離散，是所有有限元分析的基礎(chǔ)，就是把物體結(jié)構(gòu)離散為有限個(gè)單元，然后把這些單元通過(guò)一定的方式互相連接起來(lái)去模擬原來(lái)真實(shí)的物體，也就是說(shuō)把一個(gè)求解連續(xù)的具有無(wú)限自由度問(wèn)題近似轉(zhuǎn)化為求解離散的具有有限自由度的問(wèn)題。物體離散成單元后，對(duì)其中每一個(gè)單元進(jìn)行分析，來(lái)達(dá)到對(duì)整個(gè)物體分析的目的。一般物體離散成的單元越多，其分析結(jié)果越逼近真實(shí)結(jié)果[3]。

1.2 有限元分析流程

以結(jié)構(gòu)分析為例，可分為6個(gè)步驟：

（1）結(jié)構(gòu)的離散化。將結(jié)構(gòu)物分割成有限個(gè)單元體，并在單元體的指定點(diǎn)設(shè)置結(jié)點(diǎn)，使相鄰單元的有關(guān)參數(shù)具有一定的連續(xù)性，并構(gòu)成一個(gè)單元的集合體，以它來(lái)代替原來(lái)的結(jié)構(gòu)。

（2）選擇位移模式。假定位移是坐標(biāo)的某種簡(jiǎn)單的函數(shù)（位移模式或插值函數(shù)），通常采用多項(xiàng)式作為位移模式。在選擇位移模式時(shí)，應(yīng)注意以下事宜：

1）多項(xiàng)式項(xiàng)數(shù)應(yīng)該等于單元的自由度數(shù)；2）多項(xiàng)式階次應(yīng)包含常數(shù)項(xiàng)和線性項(xiàng)；3）單元自由度應(yīng)等于單元結(jié)點(diǎn)獨(dú)立位移的個(gè)數(shù)。

位移矩陣為：

式中，{u}為單元內(nèi)任一點(diǎn)的位移；{δ}e為單元結(jié)點(diǎn)的位移；[N]為形函數(shù)。

（3）分析單元的力學(xué)性能。

1）由幾何方程，從式（1）導(dǎo)出用結(jié)點(diǎn)位移表示的單元應(yīng)變?yōu)椋?/p>

式中，[B]為單元應(yīng)變矩陣。

2）由本構(gòu)方程，導(dǎo)出用結(jié)點(diǎn)位移表示的單元應(yīng)力為：

式中，[D]為單元材料有關(guān)的彈性矩陣。

3）由變分原理，建立單元上結(jié)點(diǎn)力與結(jié)點(diǎn)位移間的關(guān)系式——平衡方程為：

式中，[k]e為單元?jiǎng)偠染仃嚕湫问綖椋?/p>

（4）集合所有單元的平衡方程，建立整個(gè)結(jié)構(gòu)的平衡方程，組集整剛，整剛矩陣為[k]。由整剛矩陣形成的整個(gè)結(jié)構(gòu)的平衡方程為：

上述方程在引入幾何邊界條件時(shí)，將進(jìn)行適當(dāng)修改。

（5）求解結(jié)點(diǎn)位移和計(jì)算單元應(yīng)力。對(duì)平衡方程進(jìn)行求解，解出未知的結(jié)點(diǎn)位移，然后根據(jù)前面給出的關(guān)系計(jì)算結(jié)點(diǎn)的應(yīng)變和應(yīng)力以及單元的應(yīng)力和應(yīng)變。

（6）整理并輸出結(jié)果。通過(guò)該步驟可以輸出應(yīng)力、應(yīng)變以及位移等計(jì)算結(jié)果，一般通過(guò)軟件可同時(shí)輸出計(jì)算結(jié)果的數(shù)值和各種數(shù)字化圖形直觀顯現(xiàn)，如應(yīng)力等色圖、位移等值線圖等等[4]。

2 強(qiáng)度分析

2.1 有限元模型的建立

建立消音器懸掛系統(tǒng)有限元模型（如圖1），包括部分車架縱梁、鑄件支架、壓板、箍帶、消音器殼體、螺栓等。其中車架縱梁、壓板、箍帶、消音器殼體采用殼單元進(jìn)行網(wǎng)格劃分，對(duì)重點(diǎn)關(guān)注的箍帶及鑄件支架采有3mm網(wǎng)格劃分。因?yàn)樗倪呅蔚木W(wǎng)格的形函數(shù)為變量，三角函數(shù)的形函數(shù)為常量，導(dǎo)致三角形的網(wǎng)格比較堅(jiān)硬，精度相對(duì)差些，為提高精度，鑄件支架采用二階四面體網(wǎng)格劃分[5]。同時(shí)，為減小模型計(jì)算量，除與箍帶直接接觸的螺栓采用實(shí)體單元外，其余螺栓采用梁?jiǎn)卧M(jìn)行模擬，并對(duì)其施加螺栓預(yù)緊力。部件間接觸區(qū)域均采用Contact接觸連接，摩擦系數(shù)為0.15，并通過(guò)均勻分布質(zhì)量點(diǎn)的方法模擬消音器總成的真實(shí)質(zhì)量。

圖1 消音器懸掛系統(tǒng)有限元模型

2.2 工況定義

約束縱梁斷面上各節(jié)點(diǎn)的全部自由度（如圖1所示），對(duì)該系統(tǒng)部件按照表1要求施加各工況下的重力載荷。為了考察螺栓預(yù)緊力對(duì)該系統(tǒng)應(yīng)力的影響，在箍帶螺栓處分別施加500N，1000N的力。

表1 工況定義

2.3 應(yīng)力計(jì)算

采用ABAQUS求解器對(duì)該系統(tǒng)進(jìn)行強(qiáng)度仿真分析。由于鑄件支架在各個(gè)工況下應(yīng)力值均較小，現(xiàn)僅列出箍帶的應(yīng)力分布情況，最大應(yīng)力如表2所示，應(yīng)力分布如圖2~4。

表2 強(qiáng)度分析結(jié)果

圖4 1000N支架轉(zhuǎn)向工況應(yīng)力云圖

由以上結(jié)果可以看出，1000N螺栓預(yù)緊力下，箍帶的應(yīng)力水平明顯大于500N螺栓預(yù)緊力工況下的應(yīng)力，該部件對(duì)螺栓預(yù)緊力的靈敏度較高，對(duì)工程裝配要求較高，存在失效風(fēng)險(xiǎn)。

2.4 模態(tài)計(jì)算

對(duì)該消音器懸掛系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)分析，計(jì)算結(jié)果如下表所示：

表3 優(yōu)化前模態(tài)分析

對(duì)于該消音器系統(tǒng)所匹配的四缸四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)，其怠速轉(zhuǎn)速為750r/min，其發(fā)火激振頻率為25Hz，與該系統(tǒng)的各階模態(tài)頻率均相差較大，可有效避免共振問(wèn)題。

3 結(jié)構(gòu)優(yōu)化

圖5 結(jié)構(gòu)優(yōu)化圖

為了降低箍帶對(duì)螺栓預(yù)緊力的靈敏度，并提升其可靠性能，對(duì)其進(jìn)行了優(yōu)化，結(jié)構(gòu)如圖5所示，即對(duì)箍帶與螺栓對(duì)壓板的綁定形式進(jìn)行優(yōu)化，將原本螺栓固定在壓板上，箍帶與之相連接更改為螺栓固定在箍帶上，箍帶下邊緣壓在壓板上。

優(yōu)化后，1000N預(yù)緊力下箍帶結(jié)構(gòu)的應(yīng)力云圖如圖6~8所示，其最大應(yīng)力值如表4所示。

表4 優(yōu)化后強(qiáng)度分析結(jié)果

圖7 1000N支架制動(dòng)工況應(yīng)力云圖

圖8 1000N支架轉(zhuǎn)向工況應(yīng)力云圖

由以上分析結(jié)果可以看出，螺栓預(yù)緊力對(duì)箍帶的應(yīng)力結(jié)果影響較小，且該部件的最大應(yīng)力小于材料的屈服強(qiáng)度，滿足設(shè)計(jì)要求。

對(duì)優(yōu)化后的消音器懸掛系統(tǒng)再次進(jìn)行模態(tài)分析，結(jié)果如下表所示。

表5 優(yōu)化后模態(tài)分析

由上表可以看出，現(xiàn)模態(tài)頻率與原結(jié)構(gòu)模態(tài)頻率相差很小，滿足設(shè)計(jì)要求。

4 結(jié)論

（1）原消音器懸置系統(tǒng)中，1000N螺栓預(yù)緊力下，箍帶的應(yīng)力水平明顯大于500N螺栓預(yù)緊力工況下的應(yīng)力，對(duì)螺栓預(yù)緊力的靈敏度較高存在失效風(fēng)險(xiǎn)；

（2）優(yōu)化后消音器懸置系統(tǒng)中，螺栓預(yù)緊力對(duì)箍帶的應(yīng)力結(jié)果影響較小，且系統(tǒng)各部件的最大應(yīng)力小于材料的屈服強(qiáng)度；

（3）對(duì)于該消音器系統(tǒng)所匹配的四缸四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)，其發(fā)火激振頻率與該系統(tǒng)的各階模態(tài)頻率均相差較大，可有效避免共振問(wèn)題。

[1] 周新,劉海波,代智軍,陳旺,徐東輝.汽車排氣系統(tǒng)消音器支架拓 撲優(yōu)化設(shè)計(jì)[J].結(jié)構(gòu)及學(xué)科優(yōu)化工程應(yīng)用與理論研討會(huì),2009.

[2] 宛娟娟.基于拓?fù)淅碚摰臄嚢柢嚫避嚰艿膬?yōu)化設(shè)計(jì)與疲勞分析研究[D].山東大學(xué),2019.

[3] 張洪信.有限元基礎(chǔ)理論與ANSYS應(yīng)用[M].北京:機(jī)械工程出版社2006.

[4] 趙奎,袁海平.有限元單元法原理與實(shí)例教程[M].北京:治金工業(yè)出版社.

[5] 徐邦仕.動(dòng)力總成懸置支架的性能分析與實(shí)驗(yàn)研究[D].華南理工大學(xué),2018.

Structure Optimization of Muffler Suspension System

Xiao Yifan, Shen Baoshan*, Wang Kang, Shi Rongxu, Zhong Hongsong

( School of Automobile and Transportation, Wuxi Vocational and Technical College, Jiangsu Wuxi 214123 )

In order to investigate the reliability and dynamic vibration characteristics of the silencer suspension system, the Hypermesh software was used to analyze its strength and modal, and the stress distribution and modal frequency distribution of each part of the system were obtained. On this basis, the structure of the parts with problems was improved. The calculation results show that the hoop stress level of the original scheme is greatly affected by the bolt pre-tightening force, and the optimized structure can effectively reduce the sensitivity of hoop stress to the bolt pre-tightening force and improve the product reliability. Meanwhile, the difference between the modal frequency and the engine idling excitation frequency is more than 5Hz, which can meet the engineering needs and meet the design requirements.

Silencer suspension system; Dynamic vibration characteristics; Strength; Modal frequency; Modal frequency

10.16638/j.cnki.1671-7988.2021.04.023

U463

B

1671-7988(2021)04-75-04

U463

B

1671-7988(2021)04-75-04

肖一帆，就讀于無(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院汽車與交通學(xué)院，汽車與交通技術(shù)創(chuàng)新專業(yè)。

沈保山，高級(jí)工程師，就職于無(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院汽車與交通學(xué)院。