基于ABAQUS某汽車消聲器的模態分析和結構優化

王永鑫，王艷

（200093 上海市 上海理工大學 機械工程學院）

0 引言

通過吊耳安裝在發動機下方位置的汽車消聲器會與發送機和路面等多重激振作用而發生振動，從而帶來額外的噪聲。而且，消聲器還可能發生共振作用導致疲勞破壞，使消音器報廢[1]。相關研究中，劉敬平[2]等人通過試驗法對汽車排氣及消音系統的振動特性分析，但試驗法測試周期長、成本高，并且需要測試人員具有一定的主觀經驗。有限元技術的迅速發展使得數值模擬成為消聲器振動特性分析的重要方法之一。邢素芳[3]等人采用有限元方法分析了發動機振動頻率和排氣系統的固有頻率耦合情況，改善了由于共振使得消音器排氣管開裂的問題；戰申[4]等人基于軟件ABAQUS 對某商用車消聲器與其懸掛系統進行了自由模態分析，分析了懸掛位置的合理性，并對排氣懸掛位置進行了優化。

對汽車消聲器的振動特性和優化方法有試驗法和仿真分析法。本文基于有限元軟件ABAQUS對某車型消聲器進行振動特性分析，得到消聲器約束模態結果。考慮到消聲器的工況，以提高其固有頻率為目的，對現有的結構進行優化設計，避免與外部激振作用發生共振，提高消聲器的工作性能和系統的穩定性。

1 汽車消聲器幾何模型建立

本文以某汽車的消聲器作為分析對象。首先，根據消聲器的實物模型在SolidWorks 中創建三維模型，之后導入軟件ABAQUS，通過網格劃分、添加約束和加載后進行振動特性分析。圖1所示為本文消聲器的三維模型。消聲器材料為45鋼，彈性模量為200 GPa，密度為7 850 kg/m3，泊松比為0.3[5]。腔體的截面為長、短軸分別是260，80 mm 的橢圓形狀，腔室由2 塊隔板分為3 個腔室，長度分別為110，180，140 mm；進氣管、出氣管及內插管的孔徑均為22.5 mm，內插管上消音孔的孔隙率為0.3。

圖1 消聲器三維模型Fig.1 Three-dimensional model of muffler

2 消聲器模態分析

2.1 模態分析概述

模態分析作為一種重要的故障檢測和結構分析方法，應用在各大領域，是工程實踐中設計過程的重要一環[6]。模態分析可分為自由和約束模態分析兩種。實質上，對給定機械系統的模態分析是將該系統的力學方程組中物理坐標轉換為模態的坐標進行求解，得到模態參數。模態與是否受外力和外力的大小無關，由其材料屬性和結構決定。

對任意一個系統，其結構的振動微分方程為

式中：[M]，[C]，[K]——質量矩陣、阻尼矩陣和剛度矩陣；F（t）——外界激勵載荷矩陣；x（t）——廣義向量。

若分析自由模態，即不考慮外界載荷的影響時，可將式（1）簡化為

根據式（2）求解，可以得到該消音器的各階固有頻率及振型。

2.2 模態分析

2.2.1 模型的建立和網格的劃分

同一系統的動態特性受約束方式的影響，其模態也變化較大，因此在對系統進行模態分析前需要分析系統的約束，才能在仿真模型中添加正確的約束邊界條件。考慮到本文消聲器與汽車懸掛的連接方式，可以得到該消聲器有3 處約束，分別是進氣口與發動機的連接約束、兩吊耳與汽車懸掛的連接約束，如圖2 所示。

圖2 消聲器結構的3 處約束位置Fig.2 Three restraint positions of muffler structure

在ABAQUS 中，利用軟件網格劃分模塊對消聲器結構的整個計算域劃分網格。網格劃分的精度和質量會對振動特性分析結果產生較大影響，過少和較大的網格會導致結果和實際相差較大，本文仿真考慮到圓角結構對模態分析過程影響，將網格劃分為單元類型為C3D10、節點數為177 934 和單元數為91 435 的四面體網格，如圖3 所示。

圖3 消聲器結構網格劃分Fig.3 Muffler structure meshing

2.2.2 模態分析結果

根據機械振動理論，任意系統都具有無限階的固有頻率，但工程實踐中影響系統穩定性的只有前幾階固有頻率[7]，所以本文對消聲器振動特性的有限元分析后導出前6 階固有頻率和振型，如表1 所示。

表1 消聲器前6 階固有頻率和振型特征Tab.1 The first 6-order natural frequency and mode characteristics of muffler

由表1 可知，消聲器的約束條件從1 到6 階固有頻率為271.18～1 260.8 Hz。如圖4 所示為消聲器的前6 階振型圖。由圖4 可知，每一階的共振部分和振型變形量的大小不同。由于兩吊耳和進氣管有約束，因此其周邊沒有出現較大的振幅，這與消聲器的正常工況相符合。

圖4 消聲器前6 階振型圖Fig.4 The first 6-order mode of the muffler

3 消聲器優化設計

3.1 優化設計方案

在保證消聲器進出口流量等性能參數不變的前提下，本文對現有的消聲器進行結構優化。設計方案A：由于輕質材料鈦合金在汽車輕量化方向已被廣泛使用[8]，此方案將原有的材料替換為鈦合金材料；設計方案B：考慮到進出氣口是以焊接的方式固定在腔體上，此優化方案在進出氣口周邊增設厚度為5 mm 的三角形加強筋，如圖5 所示；設計方案C：考慮到消聲器屬于薄壁類車聲零件，此優化方案中將進出氣口和腔體外壁進行加厚2 mm 處理，如圖6 所示。

圖5 設計方案B 的三維模型Fig.5 Three-dimensional model of design plan B

圖6 設計方案C 的三維模型Fig.6 Three-dimensional model of design plan C

3.2 優化方案結果分析

基于前文所述的動態特性分析方法，對3 種設計方案進行分析，得到3 種設計方案的前6 階固有頻率，并計算了各個方案相對原方案的增加比率，如表2 所示。

表2 3 種設計方案固有頻率值和增加比率Tab.2 Natural frequency and increase ratio of three design schemes

由表2 可知，相對于原裝的消聲器，設計方案A 從1～6 階固有頻率均有所降低，平均降低比率為2.60%。仿真結果表明：鈦合金材料由于其密度低的特點在汽車輕量化方向發揮重要作用，但其振動特性相對鋼材料有待改善；設計方案B從1 至6 階固有頻率均有所增加，平均增加比率為1.63%，此方案滿足結構優化要求；設計方案C 的1 階、4 階、5 階和6 階固有頻率都有所增加，但2 階和3 階固有頻率有一定幅度的降低。因此，從消聲器使用壽命角度考慮，設計方案B 即在進出氣口周邊增設厚度為5 mm 的三角形加強筋，顯然能夠有效改善共振問題的產生，確保消聲器工作的穩定性。

4 結論

本文以某汽車消聲器為研究對象，將基于三維軟件SolidWorks 建立的消聲器幾何模型導入至有限元軟件ABAQUS 對消聲器進行了約束模態分析，仿真結果顯示該消聲器的基頻（1 階固有頻率）為271.18 Hz，1～6 階固有頻率依次增大，6 階固有頻率大小為1 260.8 Hz。本文對該消聲器提出的優化結構中，在進出氣口周邊增設厚度為5 mm 的三角形加強筋，能使消音器的各階固有頻率都提高，基頻提高0.6%，1～6 階總體提高1.63%，為改進汽車噪聲和振動性能提供參考和幫助。