蒙富強，馬 佳，趙 嘉

（陜西重型汽車有限公司，陜西 西安 710200）

關鍵字：排氣系統(tǒng)；模態(tài)；支架剛度；試驗；優(yōu)化

引言

燃氣商用車作為一種替代能源生產運輸工具，越來越多地在市場中應用，發(fā)揮著重要作用。整車的安全可靠是所有廠家不斷追求的目標，排氣系統(tǒng)作為整車底盤的重要組成部分，其一端連接著發(fā)動機，另一端與車架通過螺栓連接。發(fā)動機作為整車主要的激振源之一，通過排氣系統(tǒng)管路向車架傳遞，同時與發(fā)動機直接連接的排氣管振動與發(fā)動機相互影響，對發(fā)動機增壓器可靠性有一定的影響。優(yōu)化提升與發(fā)動機直接連接的排氣管的模態(tài)及振動模型，對提升發(fā)動機可靠性非常重要。其中，排氣管固定點的選擇及固定支架的剛度作為影響排氣管模態(tài)的重要因素，需重點關注。

本文通過建立排氣系統(tǒng)模型，利用仿真分析、試驗對比，通過優(yōu)化排氣管固定位置及改進固定支架結構，提升與發(fā)動機直連排氣管模態(tài)，避開發(fā)動機激振頻率，達到最終設計目標。

1 激勵頻率及評價標準

由于發(fā)動機氣缸內混合氣體燃燒，曲軸輸出脈沖轉矩引起激擾，且因為轉矩周期性的發(fā)生變化，導致發(fā)動機上反作用轉矩發(fā)生波動，這種波動使發(fā)動機產生周期性的扭轉振動，其振動頻率實際上就是發(fā)動機的點火激勵頻率[1]：

其中：f為點火激勵頻率，Hz；n為發(fā)動機轉速，r/min；i為發(fā)動機氣缸數；τ為發(fā)動機的沖程數。

以某燃氣發(fā)動機為例，根據以上計算公式可以得出發(fā)動機的激勵頻率區(qū)間如下表1所示：

表1 某燃氣發(fā)動機轉速及激勵頻率范圍

根據發(fā)動機激勵頻率區(qū)間，排氣系統(tǒng)模態(tài)頻率應避開發(fā)動機怠速及發(fā)動機最高轉速時的激勵頻率，避免發(fā)生共振，尤其是與發(fā)動機連接的第一節(jié)排氣管，其模態(tài)應不小于發(fā)動機額定最高轉速時的激勵頻率，以該發(fā)動機為例，考慮安全系數，第一節(jié)排氣管模態(tài)應不小于100 Hz。

2 排氣系統(tǒng)模型建立

2.1 建立幾何模型

利用CATIA建立排氣系統(tǒng)幾何模型，模型根據有限元計算要求包含發(fā)動機端排氣歧管、增壓器、發(fā)動機自帶排氣管等，排氣系統(tǒng)排氣管總成（一）、排氣管固定支架、撓性軟管、排氣管總成（二）、后處理器等，忽略其中對計算影響較小的附件，如隔熱罩、排氣管包裹層等。簡化計算模型的同時，需要能夠反映真實零部件特征，尤其需要能夠反映重點關注零部件的結構特征及受力特征，如圖1所示。

圖1 排氣系統(tǒng)模型

2.2 建立有限元模型及計算分析

有限元分析采用的前處理工具Hypermesh，求解器Opti- Struct，后處理器HyperView。建立有限元分析模型：采用簡化模型計算，模型前端體現發(fā)動機增壓器部分及排氣歧管，后端體現SCR箱體，箱體要求外殼完整，內部進行配重；將波紋管簡化為cbush單元并配重，卡箍采用一階殼單元并與排氣管做tie接觸處理，如圖2所示。

圖2 排氣系統(tǒng)有限元分析模型

分析工況：約束排氣歧管固定端、增壓器壓氣機端、支架連接處、SCR箱體連接端123456自由度，模態(tài)計算范圍要求涵蓋熱端第一節(jié)排氣管的一階模態(tài)結果。

通過有限元分析，得出第一節(jié)排氣管一階模態(tài)為106 Hz，排氣管振幅方向主要表現為Y向振動，如圖3所示。在進行分析過程中，因部分材料參數與實際應用材料參數存在差異，仿真分析結果僅作為參考，為后續(xù)試驗驗證及改進提供方向指引。

圖3 排氣系統(tǒng)有限元分析結果

3 排氣管模態(tài)試驗

對排氣系統(tǒng)第一節(jié)排氣管進行模態(tài)試驗，選取測試管路為整車上安裝完整的排氣系統(tǒng)中第一節(jié)排氣管（撓性軟管前），選擇測試儀器及傳感器。

測試儀器包括：LMS SCM09數采前端、ICP三向加速度傳感器、三軸加速度傳感器、力錘（086C03）。測試點沿第一節(jié)排氣管長度方向均布，共計5個測試點，反映排氣管的主要輪廓，傳感器布置位置如圖4，建立測試模型如圖5所示，模型坐標系與整車坐標系相一致。

圖4 測試管路及傳感器布置位置

圖5 測試管路模型

排氣管為薄壁結構管件，采用錘擊法[2]進行測試，激勵點選在排氣管兩端高剛度區(qū)域，激勵方向為X、Y、Z三個方向，5個測點，15個響應，通過PolyMAX模塊對所有模態(tài)進行歸一化處理，處理后的0～200 Hz內的穩(wěn)態(tài)圖如圖6。通過穩(wěn)態(tài)圖識別排氣管一階模態(tài)，第一節(jié)排氣管一階模態(tài)結果及排氣管振型結果見表2。

圖6 0～200 Hz內的穩(wěn)態(tài)圖

表2 排氣管模態(tài)頻率及振型結果

由測試結果可看出，第一節(jié)排氣管一階模態(tài)無法滿足設計要求，需進行優(yōu)化。

4 支架優(yōu)化及測試

排氣系統(tǒng)中支架的剛度對系統(tǒng)及整車NVH性能有一定的影響，通過改變支架剛度，可以改變由支架固定的排氣管的模態(tài)[3]。

根據頻率計算公式：

其中：f為頻率，Hz；k為剛度，N/m；m為質量，kg。

可知剛度越大頻率越高，重量越小頻率越高。根據以上可知提升第一節(jié)排氣模態(tài)可通過減小第一節(jié)排氣管質量或者 提升固定排氣管支架剛度來實現。在排氣管走向及質量均無法改變的情況下，僅可通過提升排氣管固定支架的剛度實現。

原支架安裝為兩點固定，支架厚度6 mm，優(yōu)化后支架厚度增加到8 mm，同時優(yōu)化為四點固定，支架增加加強筋提高支架本身剛度，如圖7所示。

圖7 支架優(yōu)化前后對比

對支架優(yōu)化后對第一節(jié)排氣管再進行測試，測試穩(wěn)態(tài)圖如圖8，第一節(jié)排氣管一階模態(tài)頻率及振型結果見表3。

圖8 支架優(yōu)化后0～200 Hz內的穩(wěn)態(tài)圖

表3 支架優(yōu)化后排氣管模態(tài)頻率及振型結果

對排氣管固定支架優(yōu)化后第一節(jié)排氣管模態(tài)測試結果為106 Hz，滿足大于100 Hz要求。

5 結論

排氣管模態(tài)提升有助于提升排氣系統(tǒng)及發(fā)動機排氣端可靠性，通過有限元分析結合試驗測試等方法可在產品開發(fā)階段提升相關零部件的性能。在有限元分析無法得出較為準確結論時，可將有限元分析結果作為參考，提供優(yōu)化提升方向，為后續(xù)試驗優(yōu)化提供理論基礎。通過上述方法可為零部件設計提供一種方法參考，同時可為后續(xù)產品設計開發(fā)提供經驗積累。