汽車排氣系統(tǒng)模態(tài)分析與吊耳布置

屋頂系統(tǒng)的一端與機(jī)器相連，另一端通過懸掛和車身連接。激勵(lì)源的振動(dòng)傳遞給排氣系統(tǒng),然后再通過吊耳傳遞給車體,車體的振動(dòng)通過座椅、方向盤和地板直接傳遞給乘客,同時(shí)車體的振動(dòng)也會(huì)輻射出去,在車內(nèi)產(chǎn)生噪聲。所以,排氣系統(tǒng)吊耳的動(dòng)剛度是確定排氣系統(tǒng)對(duì)汽車NVH性能的影響因素之一。吊耳的動(dòng)剛度不能過高,否則不利于吊耳隔振。同時(shí)吊耳的動(dòng)剛度不可過低,過低的動(dòng)剛度雖可提高隔振率,但會(huì)導(dǎo)致吊耳產(chǎn)生較大的靜變形,對(duì)吊耳的耐疲勞性能有不利影響。本文在已知吊耳動(dòng)剛度的前提下研究排氣系統(tǒng)本身的振動(dòng),不著重研究吊耳。排氣系統(tǒng)的激勵(lì)源主要有五個(gè):發(fā)動(dòng)機(jī)的機(jī)械振動(dòng)、路面的隨機(jī)激勵(lì)、發(fā)動(dòng)機(jī)的氣流沖擊、聲波激勵(lì)和車體振動(dòng)。第一,發(fā)動(dòng)機(jī)的機(jī)械振動(dòng),排氣系統(tǒng)直接和發(fā)動(dòng)機(jī)相連,因此發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)可以直接傳遞給排氣系統(tǒng)。第二,路面譜的隨機(jī)激勵(lì),路面隨機(jī)激勵(lì)通過輪胎、車體和發(fā)動(dòng)機(jī)等傳遞給排氣系統(tǒng),然后排氣系統(tǒng)逆向傳遞給車體。第三,發(fā)動(dòng)機(jī)的氣流沖擊,高速氣流經(jīng)過汽缸排出,直接激勵(lì)排氣多支管,從而引起排氣系統(tǒng)振動(dòng)。第四,聲波振動(dòng),聲波在管道內(nèi)運(yùn)動(dòng)時(shí),會(huì)對(duì)管道和消聲器等產(chǎn)生沖擊,因而引起振動(dòng)。第五,車體的振動(dòng),這個(gè)振動(dòng)傳遞方向與前面?zhèn)鬟f相反,車體振動(dòng)也會(huì)通過吊耳傳遞到排氣系統(tǒng),然后逆向傳遞到發(fā)動(dòng)機(jī),從而加大發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)。由于后三種激勵(lì)難以用理論和數(shù)值描述,同時(shí),前兩種振動(dòng)激勵(lì)源對(duì)排氣系統(tǒng)的影響較大,由于條件的限制,本文僅考慮發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)。相對(duì)于國(guó)外的研究,國(guó)內(nèi)對(duì)排氣系統(tǒng)的研究相對(duì)較晚,研究?jī)?nèi)容也相對(duì)較淺。國(guó)外對(duì)排氣系統(tǒng)建模的研究主要集中在排氣系統(tǒng)組件和排氣系統(tǒng)整體建模兩方面,文獻(xiàn)對(duì)排氣系統(tǒng)振動(dòng)、噪聲、疲勞、排放、振動(dòng)傳遞函數(shù)、敏感度和吊掛力學(xué)行為等進(jìn)行了相關(guān)分析和論述。相對(duì)于車輛懸掛系統(tǒng)、傳動(dòng)和制動(dòng)系統(tǒng)的研究,排氣系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)研究較少,Goktan等建立了包含排氣系統(tǒng)的半車模型,對(duì)路面譜的振動(dòng)傳遞特性進(jìn)行了研究。而整個(gè)排氣系統(tǒng)與發(fā)動(dòng)機(jī)本體耦合進(jìn)行多體動(dòng)力學(xué)(剛?cè)峤Y(jié)合)分析的研究較少見,本文正是著手此方面的研究。1吊耳的組成和結(jié)構(gòu)該排氣系統(tǒng)由排氣歧管、增壓系統(tǒng)、前后消聲器、催化轉(zhuǎn)換器、管路和吊耳等組成,如圖1所示,為了后續(xù)敘述的方便,把四個(gè)吊耳點(diǎn)分別命名為A、B、C和D。許多文獻(xiàn)里陳述了關(guān)系排氣系統(tǒng)設(shè)計(jì)的一些準(zhǔn)則,最常用的是吊耳的位置選取。2排氣固有頻率及振型典型的無阻尼模態(tài)分析求解的基本方程是經(jīng)典的特征值問題:[K]{Φi}=ω2ii2[M]{Φi}其中:[K],剛度矩陣;{Φi},第i階模態(tài)的陣型向量(特征向量);ω,第i階模態(tài)的固有頻率(ω2ii2是特征值);[M],質(zhì)量矩陣。有限元軟件提供了多種方法求解上面的方程,其中分塊Lanczos法特征值求解器是缺省求解器,它采用Lanczos算法,是用一組向量來實(shí)現(xiàn)Lanczos遞歸計(jì)算,這種方法和子空間法一樣精確,但速度更快。計(jì)算某系統(tǒng)特征值譜所包含一定范圍的固有頻率時(shí),采用分塊Lanczos法提取模態(tài)特別有效。計(jì)算時(shí),求解從頻率譜中間位置到高頻端范圍內(nèi)的固有頻率時(shí)的求解收斂速度和求解低階頻率時(shí)基本上一樣快。因此當(dāng)采用頻移頻率(FREQB)來提取從FREQB(起始頻率)的n階模態(tài)時(shí),該法提取大于FREQB的n階模態(tài)和提取n階低頻模態(tài)的速度基本相同。表1為排氣系統(tǒng)前6階固有頻率及振型說明,由于此排氣系統(tǒng)跨度較大,總體為細(xì)長(zhǎng)桿結(jié)構(gòu),結(jié)構(gòu)剛度偏低。圖2～圖7為排氣系統(tǒng)1～6階振型圖。通常,吊耳是放在節(jié)點(diǎn)的位置,模態(tài)節(jié)點(diǎn)的振動(dòng)在理論上是零,這樣可以有效的減少排氣系統(tǒng)對(duì)車體的振動(dòng)傳遞率。但是實(shí)際設(shè)計(jì)中,排氣系統(tǒng)模態(tài)的節(jié)點(diǎn)在數(shù)值仿真中并不容易確定,同時(shí)由于車體下部結(jié)構(gòu)布局的限制,吊耳具體位置的確定需要設(shè)計(jì)者根據(jù)具體問題具體分析,不能一概而論。下面結(jié)合模態(tài)分析來分析吊耳位置的布置合理性。第一階模態(tài)有兩個(gè)節(jié)點(diǎn),分別出現(xiàn)于吊耳A及C附近;第二階模態(tài)也兩個(gè)節(jié)點(diǎn),同樣位于吊耳A及C附近;第三階模態(tài)單個(gè)節(jié)點(diǎn),位于吊耳C附近;第四階模態(tài)出現(xiàn)三個(gè)節(jié)點(diǎn),其中前后兩個(gè)分部出現(xiàn)于吊耳A及C附近;第五階模態(tài)出現(xiàn)單個(gè)節(jié)點(diǎn),未靠近任何吊耳;第六節(jié)模態(tài)出現(xiàn)三個(gè)節(jié)點(diǎn),其中前后兩個(gè)分部出現(xiàn)于吊耳A及C附近;縱觀前六階模態(tài),吊耳A及C基本布置在節(jié)點(diǎn)附近,較合理。而吊耳A和C之間跨度較大,為細(xì)長(zhǎng)結(jié)構(gòu),除第四、第六階外(出現(xiàn)的節(jié)點(diǎn)離吊耳B較遠(yuǎn)),其他階次未出現(xiàn)節(jié)點(diǎn),可通過改變排氣管走向及改動(dòng)吊耳B位置來協(xié)調(diào)自由振動(dòng)模態(tài)及吊耳位置的關(guān)系。吊耳D處于尾端,不可避免的處于振動(dòng)劇烈區(qū)。縱觀前六階模態(tài),有三階出現(xiàn)兩個(gè)方向上的振型耦合,可以想見,對(duì)于后續(xù)的高階模態(tài),各方向上的振動(dòng)耦合會(huì)加劇,這對(duì)于結(jié)構(gòu)復(fù)雜、跨度較大的排氣系統(tǒng)很難避免,這也說明排氣系統(tǒng)的振動(dòng)是各方向耦合的復(fù)雜動(dòng)力學(xué)行為。在排氣系統(tǒng)模態(tài)分析時(shí),通常要對(duì)下面幾個(gè)指標(biāo)設(shè)定為目標(biāo):第一階垂向彎曲模態(tài)、第一階橫向彎曲模態(tài)、第一階扭轉(zhuǎn)模態(tài)和模態(tài)密度。第一階垂向彎曲模態(tài)和第一階橫向彎曲模態(tài)是排氣系統(tǒng)中最容易被發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)起的模態(tài),同時(shí),這兩個(gè)模態(tài)的振動(dòng)也最容易傳遞到車體并與車體發(fā)生共振。因此,這兩個(gè)模態(tài)的頻率目標(biāo)是:與發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)頻率錯(cuò)開,與車體的固有頻率錯(cuò)開。本例當(dāng)中,由于前幾階整體模態(tài)頻率較低,可避開發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)頻率(但在低頻區(qū)域,發(fā)動(dòng)機(jī)的半倍頻或者四分之一倍頻可能是主要的激勵(lì)源,因此在振動(dòng)設(shè)計(jì)中應(yīng)該給予重視),但是否會(huì)避開車體的固有頻率還需進(jìn)一步對(duì)車體進(jìn)行模態(tài)分析;在四輪驅(qū)動(dòng)和全輪驅(qū)動(dòng)的汽車中,排氣系統(tǒng)有時(shí)候與傳動(dòng)軸系共用支撐架,因此排氣系統(tǒng)的頻率也必須與傳動(dòng)軸的頻率分開。同時(shí),在設(shè)計(jì)排氣系統(tǒng)時(shí),要使得其模態(tài)數(shù)目越少越好。如果模態(tài)數(shù)目越多,那么系統(tǒng)的某些模態(tài)很容易被激勵(lì)起來,振動(dòng)容易被傳遞到車體。本例當(dāng)中,第一階和第二階模態(tài)太靠近。另外,排氣系統(tǒng)應(yīng)該被盡可能地設(shè)計(jì)成為一條直線,避免彎曲的形狀。筆直的排氣系統(tǒng)不僅模態(tài)數(shù)目少,容易控制,而且氣體在管道中流動(dòng)通暢,背壓小,功率損失就小。3振動(dòng)分析與主電源系統(tǒng)的關(guān)系3.1維顯示界面利用AVL-EXCITE建立發(fā)動(dòng)機(jī)多體動(dòng)力學(xué)模型,如圖8所示。其核心為曲柄連桿機(jī)構(gòu),爆發(fā)壓力通過曲柄連桿機(jī)構(gòu)傳遞到主軸承,進(jìn)而作用在動(dòng)力總成上,此次計(jì)算就是為了考查排氣系統(tǒng)對(duì)由此引起的激勵(lì)的振動(dòng)響應(yīng)。圖9為其三維顯示界面,通過此界面,可形象地看到建立的模型正確與否,各零件的耦合關(guān)系正確與否。此次計(jì)算中,曲軸采用實(shí)體單元彈性體,連桿為梁?jiǎn)卧獜椥泽w,排氣系統(tǒng)為實(shí)體單元彈性體,而動(dòng)力總成為剛形體,車體為不動(dòng)體。3.2單元與土地連接在MSC-Patran中用RBE2單元來耦合排氣系統(tǒng)入口,以和發(fā)動(dòng)機(jī)上相對(duì)應(yīng)的點(diǎn)連接,如圖10,其中H點(diǎn)為排氣系統(tǒng)入口,各吊耳同樣用RBE2單元與車體連接。在多體動(dòng)力學(xué)計(jì)算中,還需要各種零件屬性參數(shù)及運(yùn)行參數(shù):①缸徑Χ行程Χ缸心距,連桿長(zhǎng)度等;②活塞(包括活塞環(huán)、活塞銷)質(zhì)量、連桿質(zhì)量及其分配等;③各軸承剛度(經(jīng)驗(yàn)公式估算)及間隙,各連接副剛度等;④動(dòng)力總成質(zhì)量屬性(質(zhì)量、質(zhì)心位置、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量等);⑤懸置剛度及阻尼等;⑥缸內(nèi)爆發(fā)壓力(外特性上各轉(zhuǎn)速),見圖11(由于曲線太密,只選取兩個(gè)轉(zhuǎn)速為代表);⑦機(jī)油型號(hào)及屬性,本例選取機(jī)油型號(hào)為SAE10W。3.3振動(dòng)的頻率仿真點(diǎn)及調(diào)整點(diǎn)c為了充分了解排氣管路的振動(dòng)響應(yīng),在排氣管路上選取四個(gè)點(diǎn)為考查點(diǎn),分別為N、O、P、Q,如圖12所示,其中Q點(diǎn)位于排氣最尾端。圖13～圖24為點(diǎn)N、O、P、Q在三個(gè)方向上的加速度響應(yīng)頻瀑圖。圖中加速度單位為m/s2。結(jié)合頻瀑圖,從以下幾方面分析:(1)從頻率分布來看,各點(diǎn)加速度主要集中在低頻段,相對(duì)高頻的振動(dòng)加速度集中于高速。而且,發(fā)動(dòng)機(jī)半倍頻甚至1/4倍頻激勵(lì)對(duì)排氣系統(tǒng)振動(dòng)有較大的貢獻(xiàn)。點(diǎn)O的Y方向振動(dòng)頻段分布相對(duì)較廣泛,說明此點(diǎn)的橫向振動(dòng)頻率成份較其他點(diǎn)要復(fù)雜。Q點(diǎn)(最尾端點(diǎn))在三個(gè)方向上加速度基本都集中于一窄帶頻段,頻率范圍較窄,說明發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)傳到此處已被大大削弱,頻率成份也被濾窄?？傊?振動(dòng)響應(yīng)的頻率成份由排氣系統(tǒng)固有頻率及激勵(lì)頻率成份決定,還受吊耳布置位置的影響;(2)從轉(zhuǎn)速范圍來看,加速度最大值基本出現(xiàn)于3000～4000r/min之間,這主要受爆發(fā)壓力的影響,還受發(fā)動(dòng)機(jī)工作頻率的影響;(3)從各振動(dòng)方向來看,前兩點(diǎn)(N、O)在X、Y、Z方向上依次增大,特別Z方向遠(yuǎn)大于其他方向。因Z方向是發(fā)動(dòng)機(jī)作用力主方向,說明前兩點(diǎn)受發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)的方向性影響較大,與發(fā)動(dòng)機(jī)受力保持了一致的方向性;后兩點(diǎn)(點(diǎn)P、Q)情況要復(fù)雜些,各方向振動(dòng)幅度較接近,在方向上有一定的隨機(jī)性,此兩點(diǎn)振動(dòng)形式幾乎是在以原點(diǎn)為圓心,幅值為半徑的圓內(nèi)運(yùn)動(dòng)(最后一點(diǎn)更具此特性)。說明發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)經(jīng)過排氣系統(tǒng)復(fù)雜的路徑傳遞到后端時(shí),方向已模糊,不再與發(fā)動(dòng)機(jī)受力方向保持一致;(4)所選取的四個(gè)考查點(diǎn),從前至后,振動(dòng)幅度先加強(qiáng)再減弱,到Q點(diǎn)時(shí),振幅遠(yuǎn)比前端小,進(jìn)一步說明了發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)從前至后傳遞時(shí)被大大削弱。幅度最大的為O點(diǎn),因O點(diǎn)處于跨度較長(zhǎng)的兩吊耳之間,且靠近發(fā)動(dòng)機(jī)端,振動(dòng)最為劇烈。說明各點(diǎn)的振動(dòng)響應(yīng),除受與發(fā)動(dòng)機(jī)的遠(yuǎn)近影響外,還受排氣系統(tǒng)具體結(jié)構(gòu)及吊耳位置有關(guān);總之,振動(dòng)響應(yīng)頻瀑圖可從頻段及轉(zhuǎn)速域全面地了解各點(diǎn)的振動(dòng)響應(yīng),為振動(dòng)診斷提供了有力的分析依據(jù)。3.4點(diǎn)的傳遞率對(duì)比由前面的分析可知,排氣系統(tǒng)在Z方向(主方向)的振動(dòng)最劇烈,故傳遞率分析只對(duì)Z方向進(jìn)行分析,傳遞率采用以下的公式計(jì)算:TdB=20lg|aa||ap|ΤdB=20lg|aa||ap|其中,aa為主動(dòng)邊加速度,ap為被動(dòng)邊加速度。aa、ap都取為H點(diǎn)的數(shù)值,如圖25所示。圖26～圖28分別為1000r/min、3000r/min、6000r/min各點(diǎn)的傳遞率。從各曲線上看,得出以下幾點(diǎn):(1)各點(diǎn)傳遞率都不是直線(相同的點(diǎn)在轉(zhuǎn)速上也有差別),波動(dòng)較大,說明各點(diǎn)的響應(yīng)是非線性的,振動(dòng)輸出與輸入有關(guān),進(jìn)一步說明了排氣系統(tǒng)的振動(dòng)是高度非線性的復(fù)雜動(dòng)力學(xué)行為;(2)各點(diǎn)傳遞率皆出現(xiàn)負(fù)值(特別在低頻段),各點(diǎn)有振動(dòng)比H點(diǎn)振動(dòng)加劇的頻率段,說明各點(diǎn)之間有振動(dòng)耦合(振動(dòng)從前端傳往后端,但后端振動(dòng)亦會(huì)影響前端),而后兩點(diǎn)(P、Q)明顯比前兩點(diǎn)(N、O)出現(xiàn)負(fù)值的情況要少,說明前兩點(diǎn)振動(dòng)受前后端的耦合較嚴(yán)重,而后端振動(dòng)已大大減弱,耦合程度也較弱;(3)從數(shù)值上看,越往后傳遞率越大,也說明了從前至后振動(dòng)在逐漸衰減,而且后端的傳遞率數(shù)值較大,說明振動(dòng)經(jīng)過排氣系統(tǒng)的“長(zhǎng)途奔襲”,到后端已是“強(qiáng)弩之末”。4排氣系統(tǒng)的振動(dòng)響應(yīng)綜合以上分析,得出以下結(jié)論:(1