基于發(fā)動機(jī)激勵的排氣系統(tǒng)振動強(qiáng)度分析及優(yōu)化摘要：針對排氣系統(tǒng)開發(fā)過程中振動強(qiáng)度的設(shè)計，采用發(fā)動機(jī)加速度激勵作為振動源對某排氣系統(tǒng)進(jìn)行頻率響應(yīng)分析，得到薄弱零件各個頻率下的振動應(yīng)力曲線，結(jié)合零件材料性能對最大應(yīng)力進(jìn)行評價，根據(jù)評價結(jié)果對方案進(jìn)行優(yōu)化分析，對比優(yōu)化前后的振動強(qiáng)度，確定了最終優(yōu)化方案，為排氣系統(tǒng)的研發(fā)設(shè)計提供了一關(guān)鍵詞：排氣系統(tǒng)發(fā)動機(jī)激勵振動強(qiáng)度振動應(yīng)力汽車排氣系統(tǒng)是車輛的重要系統(tǒng)之一，作為發(fā)動機(jī)的重要附件，主要負(fù)責(zé)將發(fā)動機(jī)產(chǎn)生的廢氣排出，同時凈化發(fā)動機(jī)廢氣，降低發(fā)動機(jī)噪聲[1]。隨著大家對環(huán)境保護(hù)的重視，排氣系統(tǒng)的廢氣凈化和噪聲降低等性能受到各大主機(jī)廠和排氣系統(tǒng)廠商的重視，但其結(jié)構(gòu)強(qiáng)度及疲勞耐久性能卻沒有給予足夠重視，導(dǎo)致在開發(fā)過程中出現(xiàn)路試斷裂情況，因此延誤了開發(fā)周期，所以有必要加強(qiáng)這方面的研究，找到合適的方法在前期開發(fā)階段對排氣系統(tǒng)的強(qiáng)度和疲勞耐久性能進(jìn)行預(yù)測和優(yōu)化，并形成系統(tǒng)的分析方法，為排氣系統(tǒng)研發(fā)設(shè)計提供參考標(biāo)準(zhǔn)[2]。2排氣系統(tǒng)振動強(qiáng)度分析2.1振動分析理論頻率響應(yīng)分析主要用于計算結(jié)構(gòu)在周期振動載荷作用下對每一個計算頻率的動態(tài)響應(yīng)。計算結(jié)果包含實(shí)部和虛部，實(shí)部表示動態(tài)響應(yīng)的幅度，虛部表示動態(tài)響應(yīng)的相位角。頻率響應(yīng)分析主要有直接頻率響應(yīng)分析和模態(tài)頻率響應(yīng)分析兩種方式，其中直接頻率響應(yīng)通過求解整個模型的阻尼耦合方程，得出各頻率對應(yīng)外載荷的動態(tài)響應(yīng)[3]。模態(tài)頻率響應(yīng)是在模態(tài)空間中，結(jié)構(gòu)矩陣用忽略阻尼的實(shí)特征值進(jìn)行壓縮，然后用模態(tài)坐標(biāo)建立廣義剛度和質(zhì)量矩陣，將模態(tài)進(jìn)行線性疊加得到頻率響應(yīng)函數(shù)。模態(tài)頻率響應(yīng)的計算速度要比直接頻率響應(yīng)的計算速度更快。本文根據(jù)項表4所示。目開發(fā)進(jìn)度要求和計算資源實(shí)際情況，選擇模態(tài)頻率響應(yīng)分析進(jìn)行計算，這也是汽2.2排氣系統(tǒng)振動源確定汽車排氣系統(tǒng)一端連接到發(fā)動機(jī)，另一端通過吊耳與車身相連。發(fā)動機(jī)的振動傳遞給排氣系統(tǒng)，引起排氣系統(tǒng)的振動，是排氣系統(tǒng)主要的振動源，因此在進(jìn)行排氣系統(tǒng)振動強(qiáng)度分析的時候應(yīng)該主要考慮發(fā)動機(jī)激勵作為激勵源[4]。具體的激勵加載方式一般是在動力總成質(zhì)心處施加加速度激勵進(jìn)行分析，加速度的大小應(yīng)該在實(shí)際路試過程中進(jìn)行采集，本文根據(jù)企業(yè)經(jīng)驗在動力總成質(zhì)心位置施加整車坐標(biāo)系Z方向1.5G的加速度作為振動激勵源。3初始方案排氣系統(tǒng)振動強(qiáng)度分析3.1排氣系統(tǒng)有限元模型排氣系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)非常復(fù)雜，組成的零件不僅數(shù)量多且種類多，很難用經(jīng)典力學(xué)分析解決其振動問題，在結(jié)構(gòu)分析中，有限元方法能有效的解決問題[5]。本文針對排氣系統(tǒng)結(jié)構(gòu)中吊耳和螺栓連接多且自由度復(fù)雜的特點(diǎn)，結(jié)合排氣系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計，根據(jù)排氣系統(tǒng)各個零件的特點(diǎn)，對其進(jìn)行簡化。法蘭用實(shí)體單元模擬，管路和消聲器筒體抽取中面用殼單元進(jìn)行模擬，掛鉤用實(shí)體單元模擬，波紋管、吊耳、動力總成懸置使用彈性單元進(jìn)行模擬，動力總成用質(zhì)量單元進(jìn)行模擬，焊縫用實(shí)體單元進(jìn)行模擬，螺栓用剛性單元進(jìn)行模擬。結(jié)合排氣系統(tǒng)的尺寸，選擇單元的基本尺寸為5mm,最終在HyperMesh軟件中完成了某車型排氣系統(tǒng)有限元網(wǎng)格劃分及模型建立，得到的排氣系統(tǒng)有限元模型如圖1所示：動力總成質(zhì)心位置是振動源的加載位置，動力總成的質(zhì)量單元也在此處，需要賦予質(zhì)量單元質(zhì)量屬性和轉(zhuǎn)動慣量，動力總成參數(shù)如表1所示。由于是進(jìn)行頻率響應(yīng)分析，排氣系統(tǒng)中的彈性零件剛度均使用動剛度，動力總成懸置動剛度參數(shù)如表2所示，波紋管動剛度參數(shù)如表3所示，吊耳動剛度參數(shù)如3.2振動強(qiáng)度分析邊界條件及評判條件根據(jù)排氣系統(tǒng)與整車的裝配關(guān)系，約束動力總成懸置、吊耳車身側(cè)6個方向自由度，在動力總成質(zhì)心位置施加整車坐標(biāo)系Z方向1.5G的加速度，根據(jù)發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍，計算20—200Hz之間的振動響應(yīng)。該排氣系統(tǒng)管路和筒體均為SUH409材料，掛鉤為空心掛鉤，直徑為φ12mm,厚度為1.5mm,材料為SUS304,根據(jù)材料標(biāo)準(zhǔn)，SUS304的屈服強(qiáng)度為205MPa,根據(jù)企業(yè)標(biāo)準(zhǔn)取振動強(qiáng)度標(biāo)準(zhǔn)為90MPa,即在發(fā)動機(jī)振動載荷作用下，掛鉤在各個頻率下的最大應(yīng)力應(yīng)小于90MPa。3.3振動強(qiáng)度分析結(jié)果頻率響應(yīng)分析完成后，得到排氣系統(tǒng)在20—200Hz之間的振動應(yīng)力分布，其中最大應(yīng)力出現(xiàn)在主消聲器掛鉤上，如圖2和圖3所示，最大應(yīng)力為106.7MPa,大于90MPa,不滿足要求。把該處的振動應(yīng)力全部提取得到振動應(yīng)力曲線如圖4所示，從曲線上可以看出振動應(yīng)力較大的頻率區(qū)間為20—80Hz,頻率較低。4排氣系統(tǒng)優(yōu)化方案及振動強(qiáng)度分析4.1排氣系統(tǒng)掛鉤優(yōu)化方案原方案主消聲器掛鉤處振動應(yīng)力不滿足要求，需要對該掛鉤結(jié)構(gòu)形式進(jìn)行優(yōu)化。經(jīng)分析該掛鉤形式為一個主掛鉤和兩個輔助掛鉤焊接的方式，具體數(shù)模如圖5所示，焊縫與吊耳連接處距離較遠(yuǎn)，導(dǎo)致掛鉤模態(tài)較低，容易引起共振，導(dǎo)致此處振動強(qiáng)度較弱。根據(jù)經(jīng)驗將掛鉤改為一個加強(qiáng)支架，一個主掛鉤和一個輔助掛鉤的形式，通過加強(qiáng)支架將掛鉤的載荷分散開，同時也能提高掛鉤的模態(tài)，優(yōu)化方案數(shù)模如圖6所示。4.2優(yōu)化方案振動強(qiáng)度分析結(jié)果在相同的激勵載荷作用下，頻率響應(yīng)分析完成后，得到優(yōu)化方案排氣系統(tǒng)在20—200Hz之間的振動應(yīng)力分布，其中最大應(yīng)力也出現(xiàn)在主消聲器掛鉤上，如圖7和圖8所示，最大應(yīng)力為31.7MPa,小于90MPa,滿足設(shè)計要求。把該處的振動應(yīng)力全部提取得到振動應(yīng)力曲線如圖9所示，從曲線上可以看出振動應(yīng)力較大的頻率區(qū)間為20—80Hz,與原方案基本一致，說明振動應(yīng)力主要集中在低頻段，需要重(1)在排氣系統(tǒng)開發(fā)階段，通過CAE分析的方式可以快速找到系統(tǒng)強(qiáng)度薄弱的位置，通過對各個方案之間的分析對比，可以在開模具前確定較優(yōu)的結(jié)構(gòu)方案，(2)排氣系統(tǒng)的振動應(yīng)力主要集中在低頻段，是需要重點(diǎn)關(guān)注的頻率段，尤其是該頻率段解耦零件的動剛度。(3)本文通過優(yōu)化掛鉤的結(jié)構(gòu)形式提高了排氣系統(tǒng)的振動強(qiáng)度，為產(chǎn)品開發(fā)積累了一定的經(jīng)驗，為后續(xù)排氣系統(tǒng)開發(fā)提供了一定的參考。[1]吳哲，王小龍.汽車排氣系統(tǒng)的優(yōu)化改進(jìn)[J].內(nèi)燃機(jī)與配件，2022(18):[2]沈渡.某車型排氣系統(tǒng)疲勞耐久性分析[D].成都：西南交通大學(xué)，2010.[3]王萍萍，夏湯忠，劉盼，等.某車型白車身動剛度計算方法與性能優(yōu)化研