某車型排氣系統(tǒng)橡膠吊耳優(yōu)化設(shè)計

王林龍， 陸靜， 王宇翔

（廣西科技大學(xué)汽車與交通學(xué)院廣西汽車零部件與整車技術(shù)重點實驗室，廣西柳州545006）

0 引言

降低排氣系統(tǒng)的振動是降低整車振動的重要方法。傳遞力直接影響了排氣系統(tǒng)傳遞給車身的振動大小。近年來國內(nèi)外學(xué)者對排氣系統(tǒng)動力學(xué)特性分析和靜力學(xué)等展開研究[1-4]。上官文斌、黃志等[5]通過對吊鉤剛度的優(yōu)化改善，車身底板的振動加速度下降明顯。本文基于正交試驗的思想，對傳遞力進行研究，通過選出Z向剛度為主要因素，列出了具有代表性的試驗。以整個系統(tǒng)的約束模態(tài)頻率和激勵頻率耦合最小優(yōu)化函數(shù)，優(yōu)化得到吊耳剛度，最終實現(xiàn)振動特性的優(yōu)化。

1 有限元分析

所研究的排氣系統(tǒng)大部分結(jié)構(gòu)為薄管壁結(jié)構(gòu)，吊鉤為實體結(jié)構(gòu)，所以建模時薄壁結(jié)構(gòu)主要采用了殼單元，吊鉤采用六面體單元[6-10]。動力總成由賦予質(zhì)量和轉(zhuǎn)動慣量的CONM2單元模擬，動力懸置由CBUSH彈性單元模擬，吊耳用CBUSH彈性單元模擬。建立的有限元模型如圖1所示。

對有限元模型進行諧響應(yīng)分析，在動力總成質(zhì)心施加20~200 Hz頻率范圍，方向繞Y軸，大小為100 N/m的轉(zhuǎn)矩激勵。發(fā)動機懸置和吊鉤連接處進行全約束，取各吊耳Z向剛度為10 N/mm，由Nastran求解出各吊鉤Z向傳遞力，提取出各頻率范圍各吊鉤傳遞力曲線峰值，如表1所示。

表1 各吊鉤傳遞力峰值 N

由相關(guān)研究表明[11-12]，當(dāng)?shù)蹉^與車身之間傳遞力大于10 N時，表明發(fā)動機的振動在經(jīng)排氣系統(tǒng)懸置的傳遞中衰減較小，由表2可知，3號和5號吊鉤傳遞力大于10 N，2號吊鉤也十分接近10 N。

2 吊耳剛度優(yōu)化

由有限元分析得到傳遞力偏大振動衰減小，容易造成疲勞破壞。對于這些問題選擇通過正交試驗優(yōu)化吊耳Z向剛度來解決。根據(jù)實驗的因素和水平來選擇正交表，通常要求正交表選擇的列數(shù)應(yīng)不小于因素的個數(shù)，同時保證合適的試驗次數(shù)，以提高試驗效率[13-15]。本文研究中試驗因素為5個橡膠吊耳Z向剛度，設(shè)計水平為：6 N/mm，8 N/mm，10 N/mm，12 N/mm，14 N/mm。因此本文選擇做25次試驗的L25（56）正交表，如表2所示。

根據(jù)諧響應(yīng)分析，按照各個試驗中各吊耳剛度水平修改有限元模型中吊耳的剛度，即吊耳彈性單元CBUSH的參數(shù)，導(dǎo)入Nastran計算，記錄每次試驗的吊鉤傳遞力峰值，如表3所示。

表2 正交試驗表 N/mm

表3 各吊鉤傳遞力峰值 N

排氣系統(tǒng)的約束模態(tài)頻率要求較大的避開發(fā)動機怠速時的激勵頻率（fidle）和經(jīng)濟轉(zhuǎn)速時的激勵頻率（feco），確定模態(tài)頻率優(yōu)化目標(biāo)函數(shù)如下公式:

式中，fi表示為怠速工況時，約束模態(tài)頻率中最為接近fidle的頻率；fj表示為經(jīng)濟工況時，約束模態(tài)頻率中最為接近feco的頻率；αi和αj分別表示為頻率差值的權(quán)重系數(shù)。由于怠速和經(jīng)濟兩種工況使用頻繁程度差不多，故將兩者設(shè)為相等αi=αj=0.5。本文發(fā)動機類型為四缸四沖程汽油發(fā)動機，怠速轉(zhuǎn)速通常為800 r/min，經(jīng)濟轉(zhuǎn)速為3000 r/min。因此有，fidle=26.7 Hz，feco=100 Hz。

汽車排氣系統(tǒng)的設(shè)計過程中主要考慮的頻率范圍是0~200 Hz，對本文排氣系統(tǒng)有限元模型，運用Lanczos數(shù)值算法計算模態(tài)參數(shù)，選取分析頻率范圍為0~200 Hz按照各個試驗中各吊耳剛度水平修改有限元模型中吊耳的剛度，設(shè)置工況以及約束分別求解出各試驗的模態(tài)參數(shù)，分別選出fi和fj。代入式（1）得到各試驗?zāi)繕?biāo)函數(shù)值，如表4所示，取目標(biāo)函數(shù)值最大的試驗作為最優(yōu)剛度搭配方案。

表4的計算得到，第18組試驗的目標(biāo)函數(shù)值F最大，表明該方案下激勵頻率和系統(tǒng)模態(tài)頻率耦合最小，其中1~5號吊鉤傳遞力峰值最大值為8.227 N，小于10 N，最大值和最小值也相差不大，比較平衡，同時也滿足工程要求，因此該試驗方案符合優(yōu)化設(shè)計要求。所以，本次正交設(shè)計試驗最優(yōu)方案1~5號吊耳Z向剛度分別取12 N/mm，10 N/mm，6 N/mm，12 N/mm，8 N/mm。經(jīng)過優(yōu)化后選出3號吊鉤和5號吊鉤Z向傳遞力峰值對比，如圖2所示。其中實線代表優(yōu)化前的傳遞力，虛線代表優(yōu)化后傳遞力。

表4 各試驗?zāi)繕?biāo)函數(shù)值

圖2 優(yōu)化前后傳遞力對比

排氣系統(tǒng)橡膠吊耳Z向剛度經(jīng)過正交試驗設(shè)計優(yōu)化后，在0～200 Hz吊鉤的傳遞力峰值有明顯的改善，有效地減小了排氣系統(tǒng)傳遞到車身底板的作用力，降低了振動，提高了汽車的使用壽命和乘坐舒適感，表明本次優(yōu)化結(jié)果符合要求。

3 結(jié)語

本文首先完成了對排氣系統(tǒng)的有限元建模，在模型的基礎(chǔ)上進行傳遞力分析，分析結(jié)果表明傳遞力偏大，振動衰減小，為了改善這一問題選擇優(yōu)化橡膠吊耳Z向剛度來實現(xiàn)傳遞力的優(yōu)化，達到既經(jīng)濟又可靠，最后以整個系統(tǒng)的約束模態(tài)頻率和激勵頻率耦合最小優(yōu)化函數(shù)作為考核指標(biāo)，優(yōu)化得到吊鉤剛度最佳匹配方案，最終實現(xiàn)振動特性的優(yōu)化?？蔀檐囕v部件的設(shè)計實現(xiàn)工業(yè)化提供參考。

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