邢建，高志彬，楊科彪，王郡成，劉志紅

(1.青島理工大學(xué)機(jī)械與汽車工程學(xué)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(chǎn)運輸工具，使用途中難免遭遇惡劣工況，因此生產(chǎn)安全可靠的商用車成為了車企不斷追求的目標(biāo)。排氣系統(tǒng)是整車底盤系統(tǒng)的重要組成部分，它一端與發(fā)動機(jī)通過螺栓連接，另一端與車身及車架柔性連接。發(fā)動機(jī)作為整車主要的激勵源之一，振動激勵會通過排氣系統(tǒng)傳遞到車身，造成駕駛室內(nèi)振動噪聲過大，影響整車的乘坐舒適性。了解其動態(tài)特性對優(yōu)化整車NVH性能十分必要[1]。其中，模態(tài)及動剛度作為排氣系統(tǒng)的主要NVH性能，需要重點關(guān)注。

本文作者通過對某商用車排氣系統(tǒng)建立有限元模型，分別對排氣系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)分析[2]，對排氣支架進(jìn)行動剛度分析，對排氣支架進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計，確定符合要求的設(shè)計方案。

1 排氣系統(tǒng)建模分析

1.1 排氣系統(tǒng)建模

商用車排氣系統(tǒng)較短，為提高準(zhǔn)確性，將部分車架與排氣系統(tǒng)整體建模。排氣系統(tǒng)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(tǒng)數(shù)模如圖1所示。

圖1 排氣系統(tǒng)數(shù)模

1.2 建立有限元模型

使用HyperMesh軟件建立排氣系統(tǒng)有限元模型。首先對整體模型進(jìn)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(fā)動機(jī)部分與排氣系統(tǒng)熱端連接，建模過程中，將發(fā)動機(jī)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(biāo)系，消聲器及催化器總成配重用mass單元模擬。排氣系統(tǒng)分析模型節(jié)點數(shù)121 643，網(wǎng)格數(shù)290 469。有限元模型如圖2所示。

圖2 排氣系統(tǒng)有限元模型

1.3 排氣系統(tǒng)模態(tài)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(nèi)的約束模態(tài)。為防止排氣系統(tǒng)與發(fā)動機(jī)共振，依據(jù)行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)，排氣系統(tǒng)一階模態(tài)需避開發(fā)動機(jī)怠速頻率，此發(fā)動機(jī)怠速為750 rad/min，對應(yīng)怠速頻率為25 Hz。將有限元模型導(dǎo)入Nastran求解器中進(jìn)行求解，將得到的*.op2結(jié)果文件導(dǎo)入HyperView后處理軟件中查看排氣系統(tǒng)模態(tài)振型及頻率。排氣系統(tǒng)一階橫向擺動模態(tài)為27.2 Hz，第一階垂向擺動模態(tài)為28.8 Hz，均避開發(fā)動機(jī)怠速頻率，符合模態(tài)要求。排氣系統(tǒng)一階擺動模態(tài)結(jié)果云圖如圖3、圖4。

圖3 一階橫向擺動模態(tài)

圖4 一階垂向擺動模態(tài)

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(tǒng)而言，排氣支架的剛度對于汽車車內(nèi)噪聲有重要影響[5]。為實現(xiàn)良好的隔振性能，需要對排氣支架進(jìn)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(guān)，還與連接的車架剛度有關(guān)，因此截取部分車架與排氣支架進(jìn)行聯(lián)合建模仿真分析。截取上述部分有限元模型，共得到節(jié)點數(shù)75 063，網(wǎng)格數(shù)194 759。選用Nastran求解器中的頻響分析模塊進(jìn)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(shè)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(nèi)的振動頻率，但為了提高剛度分析的準(zhǔn)確性，一般設(shè)置結(jié)構(gòu)模態(tài)計算頻率范圍上限為掃頻范圍上限的1.5倍，故此次設(shè)置0～750 Hz的頻率范圍進(jìn)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(jié)果分析

將Nastran求解器求解文件*.pch文件導(dǎo)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(yīng)，查看各加速度響應(yīng)曲線。計算加速度-頻率曲線。分析結(jié)果如圖6—圖8所示。

圖6 改進(jìn)前前排氣支架動剛度分析結(jié)果

圖7 改進(jìn)前中間排氣支架動剛度分析結(jié)果

圖8 改進(jìn)前后排氣支架動剛度分析結(jié)果

在20～150 Hz范圍內(nèi)，加速度響應(yīng)曲線峰值點越接近目標(biāo)值曲線，排氣支架動剛度越低，排氣系統(tǒng)共振風(fēng)險越大。計算平均動剛度高于目標(biāo)值則合格，低于目標(biāo)值則存在共振風(fēng)險。綜合上述兩點考慮，通過與目標(biāo)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(biāo)值以下，全部符合要求，Z向加速度均在目標(biāo)曲線附近，需進(jìn)一步分析。通過分析動剛度發(fā)現(xiàn)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(jù)標(biāo)桿車設(shè)置的動剛度目標(biāo)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(tǒng)支架結(jié)構(gòu)優(yōu)化

2.1 優(yōu)化方案

由各排氣支架的動剛度的分析結(jié)果可知，需要對前排氣支架和中間排氣支架進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn)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(cè)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(cè)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(jìn)方案如圖9、圖10所示。

圖9 前排氣支架優(yōu)化改進(jìn)

圖10 中間排氣支架優(yōu)化改進(jìn)

2.2 計算結(jié)果與分析

對上述優(yōu)化方案再次進(jìn)行仿真分析，優(yōu)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(biāo)桿車設(shè)置的剛度目標(biāo)值500 N/mm，改進(jìn)后的排氣支架動剛度全部符合要求[6]。優(yōu)化后計算加速度-頻率曲線分析結(jié)果如圖11—圖13所示。

圖11 改進(jìn)后前排氣支架動剛度分析結(jié)果

圖12 改進(jìn)后中間排氣支架動剛度分析結(jié)果

圖13 改進(jìn)后后排氣支架動剛度分析結(jié)果

通過優(yōu)化前后對比發(fā)現(xiàn)，重新設(shè)計的排氣支架動剛度明顯提升，可降低排氣系統(tǒng)的振動，有效提高整車NVH性能。優(yōu)化前后排氣支架動剛度值對比如表1所示。

表1 優(yōu)化后排氣支架動剛度值對比

3 結(jié)論

在車身設(shè)計初期需要考慮各系統(tǒng)結(jié)構(gòu)以及連接點的合理布置，分析車身關(guān)鍵接附點的動剛度可以有效預(yù)測各接附點動態(tài)特性，為整車NVH分析提供參考。為了改進(jìn)排氣支架動剛度，結(jié)合模態(tài)與頻率響應(yīng)分析方法，通過改變部件的結(jié)構(gòu)與厚度來達(dá)到改善排氣支架動剛度的目的。在設(shè)計初期，使用有限元軟件參與正向開發(fā)，可以提前發(fā)現(xiàn)設(shè)計中的潛在問題，縮短開發(fā)周期，提高效率。