某商用車排氣系統模態及支架動剛度分析

邢建，高志彬，楊科彪，王郡成，劉志紅

(1.青島理工大學機械與汽車工程學院，山東青島 266520；2.北汽福田股份有限公司諸城奧鈴汽車廠，山東濰坊 262200)

0 引言

商用車作為重要的生產運輸工具，使用途中難免遭遇惡劣工況，因此生產安全可靠的商用車成為了車企不斷追求的目標。排氣系統是整車底盤系統的重要組成部分，它一端與發動機通過螺栓連接，另一端與車身及車架柔性連接。發動機作為整車主要的激勵源之一，振動激勵會通過排氣系統傳遞到車身，造成駕駛室內振動噪聲過大，影響整車的乘坐舒適性。了解其動態特性對優化整車NVH性能十分必要[1]。其中，模態及動剛度作為排氣系統的主要NVH性能，需要重點關注。

本文作者通過對某商用車排氣系統建立有限元模型，分別對排氣系統進行模態分析[2]，對排氣支架進行動剛度分析，對排氣支架進行優化設計，確定符合要求的設計方案。

1 排氣系統建模分析

1.1 排氣系統建模

商用車排氣系統較短，為提高準確性，將部分車架與排氣系統整體建模。排氣系統由法蘭、波紋管、排氣支架、排氣制動閥、排氣管、消聲器及催化器總成和排氣尾管組成[3]。以某商用車為例，建立的排氣系統數模如圖1所示。

圖1 排氣系統數模

1.2 建立有限元模型

使用HyperMesh軟件建立排氣系統有限元模型。首先對整體模型進行幾何清理，在不影響精度的情況下，抽取中面后去掉模型中的圓角、倒角及小孔等[4]。車架縱梁、排氣支架、車架橫梁、排氣管、消聲器及催化器均用片體單元模擬，單元尺寸大小為10 mm×10 mm；法蘭采用實體單元模擬，單元尺寸大小為5 mm×5 mm×5 mm。由于發動機部分與排氣系統熱端連接，建模過程中，將發動機簡化為剛性體，整體加載垂向4g重力加速度。螺栓連接用rigid單元模擬，實體焊縫用seam單元模擬，波紋管用cbush單元模擬，并賦予局部坐標系，消聲器及催化器總成配重用mass單元模擬。排氣系統分析模型節點數121 643，網格數290 469。有限元模型如圖2所示。

圖2 排氣系統有限元模型

1.3 排氣系統模態分析

對建立的有限元分析模型車架縱梁截取段約束123456自由度，計算0～200 Hz頻率范圍內的約束模態。為防止排氣系統與發動機共振，依據行業標準，排氣系統一階模態需避開發動機怠速頻率，此發動機怠速為750 rad/min，對應怠速頻率為25 Hz。將有限元模型導入Nastran求解器中進行求解，將得到的*.op2結果文件導入HyperView后處理軟件中查看排氣系統模態振型及頻率。排氣系統一階橫向擺動模態為27.2 Hz，第一階垂向擺動模態為28.8 Hz，均避開發動機怠速頻率，符合模態要求。排氣系統一階擺動模態結果云圖如圖3、圖4。

圖3 一階橫向擺動模態

圖4 一階垂向擺動模態

1.4 排氣支架動剛度分析

1.4.1 建立動剛度模型

對于排氣系統而言，排氣支架的剛度對于汽車車內噪聲有重要影響[5]。為實現良好的隔振性能，需要對排氣支架進行動剛度分析，計算排氣支架是否滿足動剛度性能要求。排氣支架通過螺栓與車身連接，排氣支架動剛度除了與排氣支架本身的剛度有關，還與連接的車架剛度有關，因此截取部分車架與排氣支架進行聯合建模仿真分析。截取上述部分有限元模型，共得到節點數75 063，網格數194 759。選用Nastran求解器中的頻響分析模塊進行動剛度分析，計算時將車架4個端部的123456自由度約束住，在支架與橡膠塊連接處設置前、中、后3個激勵點，并分別施加X、Y、Z3個方向的單位力。通常只需要掃頻計算0～500 Hz內的振動頻率，但為了提高剛度分析的準確性，一般設置結構模態計算頻率范圍上限為掃頻范圍上限的1.5倍，故此次設置0～750 Hz的頻率范圍進行分析計算。動剛度分析模型如圖5所示。

圖5 動剛度分析模型

1.4.2 結果分析

將Nastran求解器求解文件*.pch文件導入后處理軟件HyperGraph中，以前、中、后排氣支架作為激勵點，輸出各掃頻激勵方向的加速度響應，查看各加速度響應曲線。計算加速度-頻率曲線。分析結果如圖6—圖8所示。

圖6 改進前前排氣支架動剛度分析結果

圖7 改進前中間排氣支架動剛度分析結果

圖8 改進前后排氣支架動剛度分析結果

在20～150 Hz范圍內，加速度響應曲線峰值點越接近目標值曲線，排氣支架動剛度越低，排氣系統共振風險越大。計算平均動剛度高于目標值則合格，低于目標值則存在共振風險。綜合上述兩點考慮，通過與目標值曲線對比，在相同頻率下，前、中、后支架X、Y向加速度均在目標值以下，全部符合要求，Z向加速度均在目標曲線附近，需進一步分析。通過分析動剛度發現前排氣支架Z向平均動剛度以及中間排氣支架Z向平均動剛度均低于根據標桿車設置的動剛度目標值500 N/mm，前排氣支架和中間排氣支架的X、Y向平均動剛度值均大于500 N/mm，后排氣支架平均動剛度值全部符合要求。

2 排氣系統支架結構優化

2.1 優化方案

由各排氣支架的動剛度的分析結果可知，需要對前排氣支架和中間排氣支架進行結構改進來增加排氣支架Z向動剛度。將前排氣支架厚度由4 mm增加到4.5 mm，在支架右側增加10 mm翻邊；中間排氣支架厚度由4 mm增加到4.5 mm，兩側翻邊分別由原來的7 mm抬高到13 mm；支架寬度加寬10 mm，由56 mm增加到66 mm。改進方案如圖9、圖10所示。

圖9 前排氣支架優化改進

圖10 中間排氣支架優化改進

2.2 計算結果與分析

對上述優化方案再次進行仿真分析，優化后前排氣支架Z向動剛度值為538.3 N/mm，中間排氣支架Z向動剛度為503.6 N/mm，均高于標桿車設置的剛度目標值500 N/mm，改進后的排氣支架動剛度全部符合要求[6]。優化后計算加速度-頻率曲線分析結果如圖11—圖13所示。

圖11 改進后前排氣支架動剛度分析結果

圖12 改進后中間排氣支架動剛度分析結果

圖13 改進后后排氣支架動剛度分析結果

通過優化前后對比發現，重新設計的排氣支架動剛度明顯提升，可降低排氣系統的振動，有效提高整車NVH性能。優化前后排氣支架動剛度值對比如表1所示。

表1 優化后排氣支架動剛度值對比

3 結論

在車身設計初期需要考慮各系統結構以及連接點的合理布置，分析車身關鍵接附點的動剛度可以有效預測各接附點動態特性，為整車NVH分析提供參考。為了改進排氣支架動剛度，結合模態與頻率響應分析方法，通過改變部件的結構與厚度來達到改善排氣支架動剛度的目的。在設計初期，使用有限元軟件參與正向開發，可以提前發現設計中的潛在問題，縮短開發周期，提高效率。