排氣系統(tǒng)與車身匹配優(yōu)化研究

黃東杰

(東風柳州汽車有限公司乘用車技術中心，廣西柳州 545000)

排氣系統(tǒng)與車身匹配優(yōu)化研究

黃東杰

(東風柳州汽車有限公司乘用車技術中心，廣西柳州 545000)

排氣系統(tǒng)是汽車振動的重要來源。排氣系統(tǒng)設計的好壞會關系到汽車的NVH性能。其中，橡膠懸置是將排氣系統(tǒng)連接到車身最重要的部分，將直接影響排氣系統(tǒng)傳遞到車身的振動以及能量的多少。從振動傳遞的角度闡述排氣系統(tǒng)吊點位置的重要性，利用平均驅動自由度位移方法來確定排氣系統(tǒng)的懸掛位置。通過平均驅動自由度位移方法確定排氣系統(tǒng)吊點位置的仿真結果，能夠在汽車開發(fā)前期給出指導性的建議，并在后續(xù)車型改進方面給予方向性修改指導。

排氣系統(tǒng)；平均驅動自由度位移方法；模態(tài)分析；吊點位置優(yōu)化

0 引言

隨著人們生活水平的提高，汽車越來越普及，人們對汽車有越來越嚴格的要求。在汽車滿足安全性能的前提下，消費者越來越重視車輛的乘坐舒適性，因此，就需要汽車有優(yōu)良的NVH (Noise，Vibration，Harshness)性能。排氣系統(tǒng)是汽車主要的振動來源，排氣系統(tǒng)的振動在整車的振動中是一個很重要的部分。汽車排氣系統(tǒng)性能的好壞對整車的NVH性能有著相當重要的影響。

通過針對排氣系統(tǒng)吊耳位置的分析，來減少排氣系統(tǒng)傳遞到車身的振動。之所以要進行排氣系統(tǒng)吊點位置布置，是為了將排氣系統(tǒng)吊點布置到排氣系統(tǒng)振動較小的位置，最終減小傳遞到車身的振動。雖然理論上把排氣系統(tǒng)吊點布置在排氣系統(tǒng)的節(jié)點位置是最理想的狀態(tài)，但是由于空間以及工藝的因素導致無法將吊點布置到節(jié)點位置。就目前所用的方法來說，平均驅動自由度位移方法是最直觀、最有效的排氣系統(tǒng)吊點布置方法。平均驅動自由度位移方法是在排氣系統(tǒng)自由模態(tài)的基礎上進行的，通過模態(tài)分析計算出排氣系統(tǒng)0～200 Hz的全部自由模態(tài)，通過平均驅動自由度位移(Average Driving Degrees of Freedom Displacement,ADDOFD)方法的公式加權得到平均驅動自由度位移值。通過該數(shù)值判斷布置排氣系統(tǒng)的吊點位置，在汽車研發(fā)初期，避免排氣系統(tǒng)對整車的影響，提高整車的NVH性能。

1 排氣系統(tǒng)振動源

排氣系統(tǒng)主要受以下幾種激勵：發(fā)動機產生的機械激勵、車身激勵、發(fā)動機氣體沖擊激勵、路面激勵以及聲波激勵[1]。

(1)發(fā)動機產生的機械激勵。發(fā)動機是汽車的振動和噪聲的主要來源，發(fā)動機的振動通過排氣歧管傳遞給排氣系統(tǒng)。

(2)車體振動。排氣系統(tǒng)通過橡膠懸置與車身相連，這樣車身的振動通過橡膠懸置傳遞給排氣系統(tǒng)。

(3)發(fā)動機氣體沖擊。發(fā)動機運轉時排出高速的氣體，并通過排氣歧管傳遞到排氣系統(tǒng)，最終導致排氣系統(tǒng)產生振動。

(4)路面隨機激勵。由于路面不平度產生的路面激勵會通過車輪傳遞到車身結構，最終傳遞到排氣系統(tǒng)造成排氣系統(tǒng)振動。

(5)聲波振動。聲波是氣體在排氣系統(tǒng)傳遞時由于氣體沖擊排氣系統(tǒng)管壁而產生的，最終會導致排氣系統(tǒng)產生振動。

發(fā)動機氣體沖擊和聲波沖擊對排氣系統(tǒng)振動沒有明顯影響并且難以模擬，因此可以忽略；車身激勵以及路面譜激勵傳遞路徑中包含多個隔振元件，隔振元件會對振幅進行衰減，經過多次衰減，這兩種激勵的影響可以忽略；然而發(fā)動機的振動激勵較大并且直接通過排氣歧管連接到排氣系統(tǒng)，發(fā)動機振動激勵對排氣系統(tǒng)的貢獻最大，因此研究排氣系統(tǒng)振動通常只考慮發(fā)動機振動激勵。

2 計算模態(tài)理論分析

模態(tài)分析是研究結構動力特性的一種近代方法，是系統(tǒng)辨別方法在工程振動領域中的應用。模態(tài)是機械結構的固有振動特性，每一個模態(tài)具有特定的固有頻率、阻尼比和模態(tài)振型。這些模態(tài)參數(shù)可以由計算或試驗分析取得，這樣一個計算或試驗分析過程稱為模態(tài)分析。這個分析過程如果是用有限元計算的方法取得的，則稱為計算模態(tài)分析。

將線性定常數(shù)系統(tǒng)的振動微分方程組中的物理坐標，通過變換矩陣轉化為模態(tài)坐標，使方程組解耦，可以得到一系列用模態(tài)坐標以及模態(tài)參數(shù)表示的獨立方程，可以方便地求解出系統(tǒng)的模態(tài)參數(shù)[2]。

排氣系統(tǒng)是典型的多自由度系統(tǒng)，多自由度系統(tǒng)的振動微分方程為：

(1)

其中：M表示質量矩陣；C表示阻尼矩陣；K表示剛度矩陣；x表示位移向量；F表示載荷矩陣。

任意結構模態(tài)計算的模態(tài)振型以及模態(tài)頻率是結構的固有屬性，與結構受到的激勵等外界條件無關。因此可以采用無阻尼的自由振動方程來計算結構的模態(tài)頻率以及模態(tài)振型。無阻尼自由振動方程可以表示為：

(2)

上式的解為

x=Xsin(ωt+φ)

(3)

其中：ω表示簡諧振動系統(tǒng)的圓頻率；X={X1,X2,…，Xn}T表示位移振幅向量；φ表示初相位。

將公式(3)代入公式(2)可以得到：

(K-ω2M)x=0

(4)

公式(4)表示振動系統(tǒng)的特征方程，通過公式(4)可以得到n個特征值即n個模態(tài)頻率ω1、ω2、ω3、…、ωn以及n個特征向量即n階模態(tài)振型{ψ1}、{ψ2}、{ψ3}、…、{ψn}。模態(tài)振型反映了在對應模態(tài)頻率下振動時不同自由度方向上振幅的比例關系。

3 ADDOFD理論分析

依據多自由度模態(tài)分析的理論，單點激勵，響應點l和激勵點p之間的頻率響函數(shù)為：

(5)

其中：φlr是第l個測點、第r階模態(tài)振型系數(shù)；mr表示模態(tài)質量；ζr表示模態(tài)阻尼比。如果激勵頻率為ωr時則有：

(6)

如果振動系統(tǒng)為線性系統(tǒng)，則有這樣的規(guī)律：相應的位移幅值與傳遞函數(shù)的幅值成正比。如果振動系統(tǒng)各階阻尼近似相等并且質量矩陣歸一化，那么會有如下結果：

(7)

定義第j個自由度的平均驅動自由度位移sj為：

(8)

由于ADDOFD方法計算的數(shù)值當中有各個頻率位移值的加權，因此采用ADDOFD方法計算出的sj可以推算出振動系統(tǒng)在一般的激勵下的響應大小，并能夠給出較為合適的設計位置。最佳位置一般設計在ADDODF數(shù)值的谷值附近。

4 排氣系統(tǒng)建模

排氣系統(tǒng)本身是一個復雜的振動系統(tǒng)。只有準確地建立排氣系統(tǒng)有限元模型才能保證計算結果的準確性。眾所周知，有限元網格越小，計算結果越精確，但是為了保證有限元建模的工作量以及建模時間要對排氣系統(tǒng)進行一定的簡化。

排氣系統(tǒng)模型是由管道、波紋管、三元催化劑、法蘭以及消聲器組成。用CAD軟件畫好排氣系統(tǒng)三維模型后，用HyperMesh軟件進行排氣系統(tǒng)有限元建模。排氣系統(tǒng)大部分結構采用殼單元模擬。

(1)法蘭

法蘭采用六面體以及四面體混合三維單元模擬，法蘭之間的螺栓連接用RBE2單元模擬

(2)波紋管

將波紋管簡化為彈簧單元與集中質量的組合。彈簧單元用CBUSH單元模擬，然后通過RBE2單元將CBUSH單元兩端連接到兩側管壁。集中質量單元用CONM2單元模擬，并用RBE3單元連接質量點與管壁兩端[3]。

(3)消聲器

鑒于排氣系統(tǒng)的消聲器結構十分復雜，在有限元建模之前對其進行簡化處理。消聲器的外壁以及內部隔板采用殼單元進行模擬。

整個排氣系統(tǒng)有限元模型共有19 473個單元，20 586個節(jié)點。

5 ADDOFD結果優(yōu)化

基于頻響分析法對吊點位置進行優(yōu)化主要包括可布置點的選取、響應計算、后處理這3個步驟：

(1)可布置點的選取。沿著X軸從波紋管開始對排氣系統(tǒng)從1進行編號一直到排氣系統(tǒng)尾端，每個編號之間間隔30～100 mm。在原來的吊點位置以及適合布置吊點位置編號間距可以適當縮小。

(2)響應計算。在動力總成質心處加載0～200 Hz的Y向的單位扭矩(DOF5)，模態(tài)計算卡片設置為0～200 Hz，應用MSC.NASTRAN軟件的模態(tài)頻響計算模塊(SOL111)求得可布置點的位移。

(3)提取結果。模態(tài)計算結果為PCH文件。文件中記錄了各輸出點在0～200 Hz各頻率下的Z向位移。對每一個點不同模態(tài)頻率下的Z向位移根據ADDOFD公式進行求和，得到各可布置點的Z向頻響函數(shù)總相對位移響應結果。

通過MSC.NASTRAN軟件進行有限元分析，采用蘭索斯(Block Lanczos)法計算出1～200 Hz的模態(tài)頻率和振型[4]。

自由模態(tài)結果見表1。

表1 自由模態(tài)結果

根據ADDOFD公式，對所有階次的位移幅值進行加權求和，得到圖1所示的ADDOFD圖[5]

根據ADDOFD圖，當中位移的大小分別用峰值和谷值來表示，吊點位置的布置應根據底盤實際情況盡量布置在接近波谷位置。由圖1可知：吊點3和吊點4的位置均接近波峰振動較大的位置，附近適合布置吊點的位置有節(jié)點28、40、49、65。節(jié)點40位置過于接近中段管法蘭，節(jié)點65位于后消聲器前端且與第4排吊點位置接近，均不適合布置吊點。節(jié)點28與節(jié)點49均位于消聲器連接管上，將吊點3與吊點4分別布置在節(jié)點28、節(jié)點49位置，各排吊點位置分布間距較為合理。

排氣系統(tǒng)的振動主要有豎直面內的彎曲振動和水平面內的彎曲振動，另外當受到路面不平激勵時排氣系統(tǒng)還會發(fā)生扭轉振動。綜合以上因素，吊點布置的位置如圖2所示。

為了避免排氣系統(tǒng)發(fā)生扭振，在位置1放置2個吊點；考慮到主消聲器重量，在位置3布置2個吊點。

6 吊點位置驗證分析

(1)排氣系統(tǒng)靜力分析

排氣系統(tǒng)吊點橡膠襯套為了維修方便、節(jié)約成本等因素通常采用同一規(guī)范，為避免某吊點承受過大載荷而過早損壞，對各吊點所承受的靜力要求盡量均勻。因此，吊點位置優(yōu)化后應對新的布置方案的各吊點所受靜力進行驗證。在考慮簡化動力總成的排氣系統(tǒng)全約束有限元模型中，加載-Z向重力場(重力加速度為9.8 m/s2)。

排氣系統(tǒng)靜力分析是用來模擬整個排氣系統(tǒng)在重力的作用下的變形以及吊點載荷的分布情況。

約束的位置是：與發(fā)動機排氣歧管連接的法蘭面和要連接到車身上的吊點。各吊點的載荷分布情況如表2所示。

表2 各吊點載荷

根據表2顯示的各吊點載荷，可以看出：吊點載荷力分布均勻，滿足要求。

(2)排氣系統(tǒng)約束模態(tài)分析

汽車排氣系統(tǒng)通過排氣歧管直接與發(fā)動機連接。發(fā)動機是排氣系統(tǒng)最主要的振動源，因此排氣系統(tǒng)的約束模態(tài)頻率必須與發(fā)動機激勵頻率以及車身結構模態(tài)分開，否則排氣系統(tǒng)會與發(fā)動機和車體發(fā)生共振。排氣系統(tǒng)約束模態(tài)邊界條件為：與排氣歧管連接的法蘭約束3個平動自由度，吊點通過CBUSH約束全部自由度。約束模態(tài)結果如表3所示。

表3 約束模態(tài)結果

發(fā)動機的點火頻率計算公式：

(8)

其中：i表示氣缸數(shù)；n表示發(fā)動機曲軸轉速；τ表示發(fā)動機沖程數(shù)。

發(fā)動機的怠速轉速為1 200 r/min，其怠速頻率為40 Hz；汽車正常行駛時發(fā)動機轉速2 400 r/min，其頻率為80 Hz。模態(tài)分析結果顯示：約束模態(tài)頻率不與發(fā)動機怠速頻率和正常行駛的頻率接近，吊點位置符合要求。

7 結論

根據排氣系統(tǒng)的參數(shù)以及數(shù)學模型建立排氣系統(tǒng)有限元模型，并對排氣系統(tǒng)進行了約束模態(tài)分析。根據約束模態(tài)分析結果提取編號點的Z向位移。根據ADDOFD理論并參考汽車底盤實際空間情況進行排氣系統(tǒng)吊點位置初步布置。對初步布置吊點位置的排氣系統(tǒng)進行靜力分析驗證吊點位置的合理性。結果表明：排氣系統(tǒng)優(yōu)化以后的吊點位置避開了發(fā)動機激勵頻率、吊點載荷較小并且分布均勻，滿足NVH性能要求。采用ADDOFD方法優(yōu)化排氣系統(tǒng)吊點位置可以加快研發(fā)速度，減少實驗次數(shù)，降低開發(fā)費用，對排氣系統(tǒng)初期開發(fā)有著重要的作用。

【1】龐劍，諶剛，何華.汽車噪聲與振動：理論與應用[M].北京:北京理工出版社,2006.

【2】傅志方，華宏星.模態(tài)分析理論與應用[M].上海:上海交通大學出版社,2000.

【3】劉文川，張錫文，何楓.簡化有限元方法的波紋管模態(tài)分析[J].應用力學學報,2007,24(2):289-293.

【4】張家璽，王遠，潘震，等.基于MSC_Nastran的排氣系統(tǒng)懸掛點布置分析[J].合肥工業(yè)大學學報:自然科學版,2009,32(12):1805-1808.

【5】趙海瀾，顧彥.汽車排氣系統(tǒng)懸掛點優(yōu)化[J].計算機輔助工程,2006,15(z1):230-231.

Matching Optimization between Exhaust System and Vehicle Body

HUANG Dongjie
(Technical Center of Passenger Vehicle，Dongfeng Liuzhou Motor Co.,Ltd., Liuzhou Guangxi 545000,China)

Exhaust system has a great contribution to the vibration of vehicle. The main construction is rubber mounts which connect exhaust system and the vehicle body. So the arrangement situation of rubber mounts has a direct relationship to the level of the energy and vibration which are passed to the vehicle body from exhaust system. This problem was researched and resolved by using the method of average driving degrees of freedom displacement. The simulation results may give some suggestions during prophase of vehicle development.

Exhaust system; Method of average driving degrees of freedom displacement; Mode analysis; Optimization of hanging point position

2016-03-01

黃東杰，男，本科，高級工程師，研究方向為汽車工程。E-mail：huangdj@DFLZM.COM。

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1674-1986(2016)06-017-03