消音器懸掛系統結構優化

肖一帆，沈保山，王康，史榮旭，鐘宏松

消音器懸掛系統結構優化

肖一帆，沈保山*，王康，史榮旭，鐘宏松

（無錫職業技術學院汽車與交通學院，江蘇 無錫 214123）

為了考察消音器懸掛系統的可靠與動態振動特性，運用Hypermesh軟件對其進行了強度和模態分析，獲得系統各部件的應力分布及模態頻率分布情況，在此基礎上對存在問題的部件進行了結構改進。計算結果表明，在各工況下，原方案的箍帶應力水平受螺栓預緊力影響較大，優化后結構可有效降低箍帶應力對其螺栓預緊力的靈敏度，提升了產品可靠性；同時，模態頻率與發動機怠速激振頻率相差5Hz以上，能夠適應工程需要，滿足設計要求。

消音器懸掛系統；動態振動特性；強度；模態頻率；屈服強度

引言

消音器是汽車排氣系統的重要組成部位之一，其耐久性能直接影響到了排氣系統功能的發揮。對于消音器耐久性能而言，連接部位的應力水平對系統的可靠性起到決定作用[1]。

為了使懸掛系統滿足工程需要，基于有限元理論，對其進行非線性強度及模態分析，并根據計算結果，對其結構進行優化，提升其可靠及動態振動性能。

1 有限元理論

1.1 有限單元法

有限單元法以力學和離散理論為指導，伴隨計算機技術的發展而快速發展起來的一種數值求解方法。他依靠的力學基礎包括彈性力學、結構力學、材料力學、接觸力學、流體力學以及斷裂力學等[2]。

其核心思想是離散，是所有有限元分析的基礎，就是把物體結構離散為有限個單元，然后把這些單元通過一定的方式互相連接起來去模擬原來真實的物體，也就是說把一個求解連續的具有無限自由度問題近似轉化為求解離散的具有有限自由度的問題。物體離散成單元后，對其中每一個單元進行分析，來達到對整個物體分析的目的。一般物體離散成的單元越多，其分析結果越逼近真實結果[3]。

1.2 有限元分析流程

以結構分析為例，可分為6個步驟：

（1）結構的離散化。將結構物分割成有限個單元體，并在單元體的指定點設置結點，使相鄰單元的有關參數具有一定的連續性，并構成一個單元的集合體，以它來代替原來的結構。

（2）選擇位移模式。假定位移是坐標的某種簡單的函數（位移模式或插值函數），通常采用多項式作為位移模式。在選擇位移模式時，應注意以下事宜：

1）多項式項數應該等于單元的自由度數；2）多項式階次應包含常數項和線性項；3）單元自由度應等于單元結點獨立位移的個數。

位移矩陣為：

式中，{u}為單元內任一點的位移；{δ}e為單元結點的位移；[N]為形函數。

（3）分析單元的力學性能。

1）由幾何方程，從式（1）導出用結點位移表示的單元應變為：

式中，[B]為單元應變矩陣。

2）由本構方程，導出用結點位移表示的單元應力為：

式中，[D]為單元材料有關的彈性矩陣。

3）由變分原理，建立單元上結點力與結點位移間的關系式——平衡方程為：

式中，[k]e為單元剛度矩陣，其形式為：

（4）集合所有單元的平衡方程，建立整個結構的平衡方程，組集整剛，整剛矩陣為[k]。由整剛矩陣形成的整個結構的平衡方程為：

上述方程在引入幾何邊界條件時，將進行適當修改。

（5）求解結點位移和計算單元應力。對平衡方程進行求解，解出未知的結點位移，然后根據前面給出的關系計算結點的應變和應力以及單元的應力和應變。

（6）整理并輸出結果。通過該步驟可以輸出應力、應變以及位移等計算結果，一般通過軟件可同時輸出計算結果的數值和各種數字化圖形直觀顯現，如應力等色圖、位移等值線圖等等[4]。

2 強度分析

2.1 有限元模型的建立

建立消音器懸掛系統有限元模型（如圖1），包括部分車架縱梁、鑄件支架、壓板、箍帶、消音器殼體、螺栓等。其中車架縱梁、壓板、箍帶、消音器殼體采用殼單元進行網格劃分，對重點關注的箍帶及鑄件支架采有3mm網格劃分。因為四邊形的網格的形函數為變量，三角函數的形函數為常量，導致三角形的網格比較堅硬，精度相對差些，為提高精度，鑄件支架采用二階四面體網格劃分[5]。同時，為減小模型計算量，除與箍帶直接接觸的螺栓采用實體單元外，其余螺栓采用梁單元進行模擬，并對其施加螺栓預緊力。部件間接觸區域均采用Contact接觸連接，摩擦系數為0.15，并通過均勻分布質量點的方法模擬消音器總成的真實質量。

圖1 消音器懸掛系統有限元模型

2.2 工況定義

約束縱梁斷面上各節點的全部自由度（如圖1所示），對該系統部件按照表1要求施加各工況下的重力載荷。為了考察螺栓預緊力對該系統應力的影響，在箍帶螺栓處分別施加500N，1000N的力。

表1 工況定義

2.3 應力計算

采用ABAQUS求解器對該系統進行強度仿真分析。由于鑄件支架在各個工況下應力值均較小，現僅列出箍帶的應力分布情況，最大應力如表2所示，應力分布如圖2~4。

表2 強度分析結果

圖4 1000N支架轉向工況應力云圖

由以上結果可以看出，1000N螺栓預緊力下，箍帶的應力水平明顯大于500N螺栓預緊力工況下的應力，該部件對螺栓預緊力的靈敏度較高，對工程裝配要求較高，存在失效風險。

2.4 模態計算

對該消音器懸掛系統進行模態分析，計算結果如下表所示：

表3 優化前模態分析

對于該消音器系統所匹配的四缸四沖程發動機，其怠速轉速為750r/min，其發火激振頻率為25Hz，與該系統的各階模態頻率均相差較大，可有效避免共振問題。

3 結構優化

圖5 結構優化圖

為了降低箍帶對螺栓預緊力的靈敏度，并提升其可靠性能，對其進行了優化，結構如圖5所示，即對箍帶與螺栓對壓板的綁定形式進行優化，將原本螺栓固定在壓板上，箍帶與之相連接更改為螺栓固定在箍帶上，箍帶下邊緣壓在壓板上。

優化后，1000N預緊力下箍帶結構的應力云圖如圖6~8所示，其最大應力值如表4所示。

表4 優化后強度分析結果

圖7 1000N支架制動工況應力云圖

圖8 1000N支架轉向工況應力云圖

由以上分析結果可以看出，螺栓預緊力對箍帶的應力結果影響較小，且該部件的最大應力小于材料的屈服強度，滿足設計要求。

對優化后的消音器懸掛系統再次進行模態分析，結果如下表所示。

表5 優化后模態分析

由上表可以看出，現模態頻率與原結構模態頻率相差很小，滿足設計要求。

4 結論

（1）原消音器懸置系統中，1000N螺栓預緊力下，箍帶的應力水平明顯大于500N螺栓預緊力工況下的應力，對螺栓預緊力的靈敏度較高存在失效風險；

（2）優化后消音器懸置系統中，螺栓預緊力對箍帶的應力結果影響較小，且系統各部件的最大應力小于材料的屈服強度；

（3）對于該消音器系統所匹配的四缸四沖程發動機，其發火激振頻率與該系統的各階模態頻率均相差較大，可有效避免共振問題。

[1] 周新,劉海波,代智軍,陳旺,徐東輝.汽車排氣系統消音器支架拓 撲優化設計[J].結構及學科優化工程應用與理論研討會,2009.

[2] 宛娟娟.基于拓撲理論的攪拌車副車架的優化設計與疲勞分析研究[D].山東大學,2019.

[3] 張洪信.有限元基礎理論與ANSYS應用[M].北京:機械工程出版社2006.

[4] 趙奎,袁海平.有限元單元法原理與實例教程[M].北京:治金工業出版社.

[5] 徐邦仕.動力總成懸置支架的性能分析與實驗研究[D].華南理工大學,2018.

Structure Optimization of Muffler Suspension System

Xiao Yifan, Shen Baoshan*, Wang Kang, Shi Rongxu, Zhong Hongsong

( School of Automobile and Transportation, Wuxi Vocational and Technical College, Jiangsu Wuxi 214123 )

In order to investigate the reliability and dynamic vibration characteristics of the silencer suspension system, the Hypermesh software was used to analyze its strength and modal, and the stress distribution and modal frequency distribution of each part of the system were obtained. On this basis, the structure of the parts with problems was improved. The calculation results show that the hoop stress level of the original scheme is greatly affected by the bolt pre-tightening force, and the optimized structure can effectively reduce the sensitivity of hoop stress to the bolt pre-tightening force and improve the product reliability. Meanwhile, the difference between the modal frequency and the engine idling excitation frequency is more than 5Hz, which can meet the engineering needs and meet the design requirements.

Silencer suspension system; Dynamic vibration characteristics; Strength; Modal frequency; Modal frequency

10.16638/j.cnki.1671-7988.2021.04.023

U463

B

1671-7988(2021)04-75-04

U463

B

1671-7988(2021)04-75-04

肖一帆，就讀于無錫職業技術學院汽車與交通學院，汽車與交通技術創新專業。

沈保山，高級工程師，就職于無錫職業技術學院汽車與交通學院。