模態(tài)分析方法在汽車排氣系統(tǒng)振動研究中的應(yīng)用

李長玉,王 麗

(華南理工大學(xué)廣州學(xué)院 汽車工程學(xué)院,廣東 廣州 510800)

模態(tài)分析方法在汽車排氣系統(tǒng)振動研究中的應(yīng)用

李長玉,王 麗

(華南理工大學(xué)廣州學(xué)院 汽車工程學(xué)院,廣東 廣州 510800)

汽車排氣系統(tǒng)的振動和噪聲對汽車舒適性和排氣系統(tǒng)壽命都有很大影響。 汽車排氣系統(tǒng)為多自由度復(fù)雜系統(tǒng)，傳統(tǒng)方法很難對其振動特性進(jìn)行分析。為解決此問題，引入了模態(tài)分析方法，建立了汽車排氣系統(tǒng)精細(xì)的有限元模型，對有限元模型進(jìn)行頻率范圍在0～150Hz內(nèi)的邊界約束狀態(tài)下的模態(tài)分析，獲得其在150Hz以內(nèi)的各階固有頻率及其所對應(yīng)的振型圖，并根據(jù)結(jié)果對該排氣系統(tǒng)進(jìn)行振動特性分析。

排氣系統(tǒng)；CATIA； ANSYS ；模態(tài)分析

作為車輛NVH(振動、噪聲和舒適度)的重要評價指標(biāo)之一，汽車排氣系統(tǒng)的振動與噪聲對整車的舒適性和排氣系統(tǒng)各組成部件及懸掛裝置的使用壽命都有很大影響。排氣系統(tǒng)的主要振源來自于發(fā)動機工作時的振動，因而排氣系統(tǒng)的振動是不可避免的。排氣系統(tǒng)的一端采用法蘭與發(fā)動機實現(xiàn)剛性連接，另一端通過橡膠吊耳與車輛底盤實現(xiàn)彈性連接，其整體屬于復(fù)雜的多自由度系統(tǒng)，使用傳統(tǒng)的振動理論進(jìn)行分析已很難得出準(zhǔn)確的結(jié)果[1]。因此，本文引入了有限元分析中的模態(tài)分析方法來研究排氣系統(tǒng)的振動特性。

首先根據(jù)排氣系統(tǒng)的實物數(shù)據(jù)，利用CATIA軟件建立合理的簡化幾何模型，保存為ANSYS能夠識別的格式并將其導(dǎo)入到該軟件中，在經(jīng)過合理的網(wǎng)格劃分過程后生成排氣系統(tǒng)的有限元模型；然后對有限元模型進(jìn)行頻率范圍在0～150Hz以內(nèi)的邊界約束狀態(tài)下的模態(tài)分析，獲得其在150Hz以內(nèi)的各階固有頻率及其所對應(yīng)的振型圖。通過分析各階振型圖的運動狀態(tài)和其所對應(yīng)的頻率來分析排氣系統(tǒng)自身的振動特性。

1 建立排氣系統(tǒng)三維實體模型

排氣裝置一般由排氣支管、排氣管、波紋管、催化轉(zhuǎn)換器、氧傳感器、消聲器、排氣尾管和懸掛裝置等組成[2]。

建立排氣系統(tǒng)幾何模型時，根據(jù)排氣系統(tǒng)的結(jié)

構(gòu)及工作特點，在保持其力學(xué)性能不變的情況下，對其結(jié)構(gòu)進(jìn)行了簡化：

a.將主、副消聲器上邊緣的翻邊工藝特征忽略，既有利于簡化建模，也有利于在進(jìn)行有限元模型建立時降低劃分網(wǎng)格的難度。

b.忽略氧傳感器的安裝孔和兩排氣管路間連接法蘭等幾何特征。

c.假設(shè)排氣系統(tǒng)整體的壁厚都相等，以便于網(wǎng)格的劃分。

本文以某型汽車為例，建立其排氣系統(tǒng)模型如圖1所示。

2 排氣系統(tǒng)模態(tài)分析

2.1模態(tài)分析理論

模態(tài)是機械結(jié)構(gòu)的固有特性。彈性系統(tǒng)的每階模態(tài)都有其固有頻率、阻尼比和振型。獲取結(jié)構(gòu)的模態(tài)參數(shù)對評價該結(jié)構(gòu)的動態(tài)特性及對其進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計具有重要意義。結(jié)構(gòu)的模態(tài)可以通過試驗方法取得，稱為試驗?zāi)B(tài)分析，也可以通過有限元計算的方法獲得，稱為理論模態(tài)分析。

本文采用有限元計算方法對汽車排氣管進(jìn)行理論模態(tài)分析。

2.2排氣系統(tǒng)有限元模型建立

將排氣系統(tǒng)三維模型導(dǎo)入ANSYS，其材料屬性見表1。

該車型排氣系統(tǒng)組成大部分為薄板結(jié)構(gòu)，因此在進(jìn)行網(wǎng)格劃分時主要采用殼單元來進(jìn)行模擬。由于此排氣系統(tǒng)結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，在建立模型時進(jìn)行以下處理：一般情況下用于減振和位移補償?shù)牟y管用彈簧單元來替代，本文在建模時對波紋管進(jìn)行了簡化，建立其殼模型，然后將該模型組裝入系統(tǒng)，采用殼單元進(jìn)行模擬。為簡化計算過程，不考慮焊點問題。

使用自動劃分法對該排氣系統(tǒng)進(jìn)行網(wǎng)格劃分，共得到59 386個節(jié)點、30 661個單元。如圖2所示。

2.3排氣系統(tǒng)模態(tài)分析

排氣系統(tǒng)的一端與發(fā)動機的排氣總管相連，所以將該端面設(shè)置為固定約束，另外的一端則主要通過橡膠吊耳懸掛在車輛的底盤上，而橡膠吊耳的性能類似于彈簧，所以可以將其設(shè)置成彈性約束。通過查閱相關(guān)研究資料可知，橡膠吊耳在低頻時的剛度可以看作是線性的，查閱該車型維修手冊可得知其排氣系統(tǒng)的橡膠吊耳低頻剛度為20N/mm。

在ANSYS Workbench模態(tài)分析設(shè)置中設(shè)定固有頻率范圍是0～150Hz，根據(jù)該車型維修手冊中使用的約束情況，設(shè)置約束邊界，使用“Solve”命令對排氣系統(tǒng)有限元模型進(jìn)行模態(tài)分析計算，共得到6階模態(tài)頻率及模態(tài)振型。其各階模態(tài)頻率見表2。

各階模態(tài)振型如圖3～圖8所示。

由1階振型圖可以看出，排氣系統(tǒng)的主體運動是沿Z軸的往復(fù)運動。其中1號管進(jìn)氣口壁面施加了固定約束，所以1號管的運動幅度較小，從波紋管開始至4號管末端的運動幅度是先逐漸增大然后再逐漸減小，逐漸減小的原因是在4號管末端的外壁面上部設(shè)置了彈性約束；同樣的，2號管運動幅度不大的原因是在其靠近副消聲器進(jìn)氣口的管道外壁上設(shè)置了彈性約束。最大位移點產(chǎn)生在3號管第二轉(zhuǎn)角及第二轉(zhuǎn)角與第三轉(zhuǎn)角中間直管段，最小位移點則產(chǎn)生在1號管進(jìn)氣口壁面上。

由2階振型圖可以看出，排氣系統(tǒng)的主體運動與1階振型大致相同，最大位移點由1階振型的3號管第二轉(zhuǎn)角及第二轉(zhuǎn)角與第三轉(zhuǎn)角中間直管段轉(zhuǎn)移到了第二轉(zhuǎn)角前部直管上的一小塊區(qū)域里，面積有明顯的減小，最小位移點的位置則與1階振型相同。

由3階振型圖可以看出，排氣系統(tǒng)的主體運動是沿Y軸做往復(fù)運動。由于副消聲器與3號管上并沒有約束條件，加上長度較長，所以運動幅度較大，最大位移點產(chǎn)生在靠近副消聲器排氣口的3號管直管上的中部區(qū)域里，最小位移點的位置則與前兩階振型相同。

由4階振型圖可以看出，排氣系統(tǒng)在沿X軸做往復(fù)運動的同時，3號管與主消聲器也有沿Z軸的小幅度偏移運動。由于1號管進(jìn)氣口壁面設(shè)置了固定約束，所以1號管的前半部分的運動幅度較小，而與1號管十分接近的2號管則受到前部向前擠壓運動的影響，在第二轉(zhuǎn)角出現(xiàn)了較大幅度的彎曲；同時由于在主消聲器進(jìn)氣口與排氣口的外壁面上設(shè)置了剛度為20N/mm的彈性約束，所以主消聲器雖然靠近最大位移區(qū)域，但其主體形狀并沒有發(fā)生大的改變。最大位移點產(chǎn)生在3號管第二轉(zhuǎn)角附近區(qū)域里，而最小位移點的位置則與前3階振型相同。

由5階振型圖可以看出，排氣系統(tǒng)的主體運動是繞X軸做近似鐘擺運動。其中，副消聲器至排氣尾管部分沿Y軸的運動幅度較大，最大位移點產(chǎn)生在3號管第二與第三轉(zhuǎn)角及其連接部分的深色區(qū)域里，最小位移點則產(chǎn)生在1號管進(jìn)氣口端面上的深色區(qū)域里。

由6階振型圖可以看出，2號管對激勵的響應(yīng)程度最大，主要表現(xiàn)為沿Y軸的往復(fù)運動，并伴隨有沿Z軸的偏移運動。副消聲器及3號管則受其影響沿X軸做往復(fù)運動且運動量在5階振型圖的基礎(chǔ)上進(jìn)一步減小，有逐步轉(zhuǎn)化為沿Z軸往復(fù)運動的趨勢。其中2號管的運動偏移幅度最大，最大位移點產(chǎn)生在其第二轉(zhuǎn)角下表面的深色區(qū)域里，最小位移點的位置則仍在1號管進(jìn)氣口的壁面上。

3 排氣系統(tǒng)的振動分析及結(jié)論

該車型所配備的是直列四缸四沖程發(fā)動機。發(fā)動機的激勵頻率計算公式為[3]：

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)。

發(fā)動機經(jīng)常處于經(jīng)濟轉(zhuǎn)速工況以及起動怠速工況，所以研究這2種工況下發(fā)動機的激勵頻率對排氣系統(tǒng)的振動優(yōu)化具有參考價值。通過查閱該車型的維修手冊，得到其發(fā)動機的怠速轉(zhuǎn)速為800r/min，經(jīng)濟轉(zhuǎn)速為3 000r/min，代入式(1)中求得：fidle=26.67Hz(怠速激振頻率)，feco=100.00Hz(經(jīng)濟車速激振頻率)。對照表2可知，發(fā)動機在怠速與經(jīng)濟轉(zhuǎn)速工況下的激勵頻率與排氣系統(tǒng)在約束狀態(tài)下模態(tài)分析的固有頻率值不相同，并且數(shù)值不接近，能夠避免共振。第5,6階固有頻率對應(yīng)的發(fā)動機轉(zhuǎn)速超過3 600r/min，為發(fā)動機運行時不常用轉(zhuǎn)速，影響不大。

在汽車發(fā)動機常用的轉(zhuǎn)速范圍800～3 500r/min內(nèi)有2,3,4階可能發(fā)生共振。為延長排氣系統(tǒng)的壽命，保持其良好的使用性能，應(yīng)盡量避免發(fā)動機的轉(zhuǎn)速長時間停留在可產(chǎn)生共振的轉(zhuǎn)速附近，以防止共振現(xiàn)象的發(fā)生。

[1] 鮑恩濤.汽車排氣系統(tǒng)動態(tài)特性研究[D].合肥：合肥工業(yè)大學(xué)，2012.

[2] 唐文初，鄧寶清.汽車構(gòu)造[M].廣州：華南理工大學(xué)出版社，2010.

[3] 萬茂林,張光慧,楊超云.汽車排氣系統(tǒng)的模態(tài)分析[J].天津汽車,2011(9):48-50.

The application of modal analysis method in vibration evaluation of automotive exhaust systems

LI Changyu, WANG Li

(Guangzhou Institute, School of Automotive Engineering,South China University of Technology, 510800, China)

Noise and vibration of vehicle exhaust system have great impact on the vibration and noise of automobile exhaust system. In order to improve vehicle comfort and extended the service life of components of the exhaust system, it analyzes the complex exhaust system, introduces a modal analysis method to study the vibration characteristics of the exhaust system. Firstly, according to real data of the exhaust system to establish simplified reasonable 3D model through the CATIA software,it builds the constraint boundary modal analysis between 0 to 100Hz in the finite element model of the exhaust system, obtains their natural frequencies and modes of vibration under 100Hz. Through the analysis of these modes of vibration, it gains the vibration characteristic and presents the brief advice about how to optimize the exhaust system.

exhaust system; CATIA; ANSYS; modal analysis

10.3969/j.issn.2095-509X.2015.04.012

2015-01-22

李長玉(1981—)，男，湖北老河口人，華南理工大學(xué)廣州學(xué)院講師，博士研究生，主要研究方向為汽車振動與噪聲控制。

U464.149

A

2095-509X(2015)04-0049-04