基于ANSYS 的汽車排氣系統模態分析

何云飛，唐嵐，江昊

（610039 四川省 成都市 西華大學 汽車與交通學院）

0 引言

伴隨汽車行業和物流業的飛快發展，中重型車輛保有量在逐漸增加，同時，汽車尾氣污染和噪聲污染也在逐漸增多，大大增加了城市環境治理的難度，在全球倡導節能減排的大背景下，對汽車排氣系統的優化就顯得尤為重要。但是，在汽車設計過程中，排氣系統的設計及在整車上的布置等大多都只是根據工程設計經驗進行簡單的定性分析。

本文利用有限元分析方法對汽車排氣系統進行模態分析。有限元分析方法的基本思想是離散化且它建立在嚴格的理論基礎上，對復雜的幾何構形和各種物理問題都相適應，是工程應用中的可靠工具，通過模態分析可以確定自然頻率、振型和振型參與系數[1]。本次排氣系統分析是以某中型汽車原裝排氣系統為基礎，在保證排氣管道整體尺寸和結構相同的條件下，應用軟件優化設計得出方案1 管道直徑為80 mm 和方案3 保持原裝主體管道100 mm 的直徑不變，在進口第1 個彎道后20 mm 處，將管道直徑由100 mm 漸變到90 mm，再漸變回100 mm，到消聲器前200 mm處結束漸變，方案2 為原始數據即管道直徑為100 mm，將3 種方案建立模型并進行模態分析，通過ANSYS Workbench 軟件分析的結果判斷排氣系統的優劣，為汽車減噪設計提供依據。

1 建立排氣系統有限元模型

1.1 排氣系統結構

某中型車排氣系統的主要作用是利用最小流動阻力，把發動機工作過程中產生的廢氣排除，降低缸內壓力，有利于混合氣的正常燃燒[2]。該車排氣系統組成包括排氣管、排氣制動閥、波紋管和消聲器，排氣系統結構示意圖如圖 1 所示。

1.2 排氣系統的模型建立

以某中型車輛的排氣系統為本次研究對象，對柴油機和排氣系統一維建模，通過GT-POWER軟件分析得出管道直徑為80 mm 的排氣系統優于原裝管道直徑為100 mm 的排氣系統，故將管道直徑為80 mm 的排氣系統定為方案1，將原裝管道直徑為100 mm 的排氣系統定為方案2，并在此基礎上設計了方案4，即保持原裝主體管道100 mm 的截面直徑不變，在進口第1 個彎道后20 mm 處將管道截面直徑設置為100 mm 漸變到90 mm，再漸變回到100 mm，直至到消聲器前200 mm 處[3-5]。

圖1 排氣系統結構示意圖Fig.1 Schematic diagram of exhaust system structure

應用SolidWorks 搭建3 種不同截面直徑排氣系統的簡化三維模型，如圖2 所示。

圖2 簡化后排氣系統管道結構示意圖Fig.2 Schematic diagram of simplified exhaust system pipeline structure

（a）方案1 排氣系統管道截面直徑80 mm（b）方案2 排氣系統管道截面直徑100 mm（c）方案3 排氣系統管道截面直徑漸變

2 排氣系統的模態分析

2.1 模態分析理論

對于一個n 自由度線性定常系統，其數學模型為[6]

式中：M——質量矩陣；C——阻尼矩陣；K——系統的剛度矩陣。X——系統的位移向量；F——激勵力向量，分別表示為

因為排氣系統中結構阻尼影響較小，所以在分析時阻尼可以忽略不計，由式（1）可得：

模態分析中，振動模態ωi 和模態Φi提取的數學模型[1]為

2.2 前處理

2.2.1 材料設置

排氣系統管道所用材料為ss304 不銹鋼，其厚度為1 mm，具體的材料性能參數如表1 所示。

表1 管道材料性能Tab.1 Pipeline material properties

2.2.2 排氣系統管道的網格劃分

ANSYS Workbench 中有可靠的網格劃分工具以及友好的界面設置，提高了設計效率、降低設計成本以及設計周期[7]。本文使用ANSYS Workbench 軟件自帶的網格劃分工具對排氣系統的3 種方案進行網格劃分。由于這3 種方案的外形結構和總體尺寸相同，所以劃分的方法相同，它們的節點數和單元數相差不大。如圖3 展現了第3 種方案的效果圖，其節點數為135 239，單元數為67 403。

圖3 網格劃分Fig.3 Meshing

2.2.3 邊界約束

排氣系統的安裝結構如圖1 所示，其一端由法蘭與發動機連接，在消聲器處使用支架固定在底盤下方，與發動機接觸部分使用全約束處理，消聲器上支架處使用彈性約束處理。

2.3 后處理

本次模態分析采用Block Lanczos 法，該方法對剛體振型結構的處理效果好，常用于實體單元或殼單元的結構模型，有無初始截斷點都同樣有效，對于提取50～100 個自由度的中大型模型的大量振型，這種方法很有效[8]。

在ANSYS Workbench 中分析的階數由原來的6 階擴展到了12 階，本文提取了3 種方案的排氣系統在自由狀態下和約束狀態下的模態分析。表2 所示為在無約束狀態下的模態頻率；約束狀態下的模態頻率如表3 所示。

表2 無約束狀態下的模態頻率Tab.2 Modal frequencies in unconstrained states

（續表）

表3 約束狀態下的模態頻率Tab.3 Modal frequencies in constrained states

對比表2 和表3，挑選在約束狀態下排氣系統管道的截面直徑漸變的1，3，5，7，9，11 階的振型圖如圖4 所示。

對比3 種方案的自由模態和約束狀態下的模態頻率以及振型圖可以看出，排氣系統的表現多為擺動和彎曲，再結合發動機的排氣激勵分析。

圖4 截面直徑漸變管道振型圖Fig.4 Vibration mode diagram of section diameter gradient pipeline

發動機的排氣激勵頻率[9]

式中：i——氣缸數；n——曲軸轉速，r/min；τ——發動機沖程數；f ——發動機激勵頻率。

根據表4 濰柴動力WP6.240 的發動機參數，通過式（4）可以計算得出汽車在額定功率下的激勵頻率為115 Hz，工況在最大扭矩下的激勵頻率為60～90 Hz。

表4 濰柴動力WP6.240（二代）發動機參數Tab.4 Weichai WP6.240 power engine parameters

如圖5 所示，通過對約束狀態下12 階的模態頻率對比可知，在消除共振和噪音的功能上，在額定功率下截面直徑為80 mm 的排氣系統更具有優勢；在最大扭矩下，截面直徑在90～100 mm漸變的排氣管更具優勢。

圖5 模態頻率折線圖Fig.5 Modal frequency line graph

通過上述分析得出不同使用工況下的車輛，在排氣過程中，合理改變不同部位的管道截面直徑大小，可以有效改善排氣系統的性能。

3 結論

在降噪減振方面，管道直徑80 mm 較其他兩種方案更具有優勢，而在大扭矩下,則是采用管道直徑漸變的排氣系統更好，對于排氣系統的結構設計而言，好的排氣系統管道對排氣系統背壓、發動機的性能都能很好地提升，同時在全球車企往車輛輕量化研發的大環境下，汽車排氣系統的改進不僅有助于汽車輕量化，也將會對環境治理提供助力，但是目前人們對于車輛的使用目的不同，僅憑上述對單一實驗對象的研究結果還無法廣泛應用于不同的使用需求，因此還需要對更多的車輛進行分析，以完善實驗結果。