楊迪新，周林，馬果，謝文奇，黃立奇

（柳州五菱汽車有限公司，廣西柳州545007）

某汽車排氣系統(tǒng)懸掛位置設(shè)計(jì)與吊鉤優(yōu)化

楊迪新，周林，馬果，謝文奇，黃立奇

（柳州五菱汽車有限公司，廣西柳州545007）

排氣系統(tǒng)中懸掛位置的選擇和吊鉤動(dòng)剛度都是汽車NVH性能的重要組成部分，利用有限元軟件Hyperworks對(duì)汽車排氣系統(tǒng)幾何模型進(jìn)行有限元建模和自由模態(tài)分析，采用平均驅(qū)動(dòng)自由度位移（ADDOFD）方法對(duì)排氣系統(tǒng)的懸掛位置進(jìn)行設(shè)計(jì)，然后對(duì)排氣系統(tǒng)進(jìn)行約束模態(tài)、靜力分析和吊鉤的動(dòng)剛度分析，分析結(jié)果表明懸掛位置滿足整體設(shè)計(jì)要求，成功地避開了發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)頻率，但第五個(gè)吊鉤的動(dòng)剛度不達(dá)標(biāo)，故對(duì)第五個(gè)吊鉤進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn)，優(yōu)化后的吊鉤經(jīng)驗(yàn)證滿足設(shè)計(jì)要求。

排氣系統(tǒng)；平均驅(qū)動(dòng)自由度位移法；模態(tài)分析；動(dòng)剛度

汽車的NVH水平已成為評(píng)價(jià)整車動(dòng)力性能的重要方面之一，隨著國家法規(guī)對(duì)整車的排放和噪聲的限制的日益提高，顧客對(duì)汽車的NVH（Nosise、Viberation、Hashness）性能也有了更高的要求。國內(nèi)NVH的研究與國外相比起步較晚，技術(shù)上還比較薄弱。隨著近年來數(shù)字化仿真方法和計(jì)算機(jī)軟件開發(fā)的進(jìn)步，對(duì)于排氣系統(tǒng)振動(dòng)特性的仿真分析和試驗(yàn)研究有了更進(jìn)一步的發(fā)展[1]。

排氣系統(tǒng)的噪聲、振動(dòng)、聲振粗糙度（NVH）性能是整車NVH性能的重要組成部分[2]，懸掛位置的設(shè)計(jì)和吊鉤動(dòng)剛度的大小都是影響汽車NVH性能的重要因素，設(shè)計(jì)合理的懸掛位置，不僅能使整個(gè)排氣系統(tǒng)受力分布均勻，提高排氣系統(tǒng)的疲勞壽命，而且能降低排氣系統(tǒng)與發(fā)動(dòng)機(jī)發(fā)生共振的風(fēng)險(xiǎn)，降低車內(nèi)噪聲，而吊鉤動(dòng)剛度的大小則直接影響到吊耳隔震的好壞。本文主要從懸掛位置的設(shè)計(jì)和吊鉤的動(dòng)剛度來研究汽車的NVH性能，運(yùn)用Hyperworks軟件對(duì)排氣系統(tǒng)進(jìn)行有限元分析，結(jié)合平均自由度驅(qū)動(dòng)法（ADDOFD）的方法確定吊鉤的懸掛位置，然后針對(duì)性的對(duì)排氣系統(tǒng)進(jìn)行約束模態(tài)、靜力分析等計(jì)算來檢驗(yàn)所選吊鉤懸掛位置的合理性，接著對(duì)吊鉤進(jìn)行動(dòng)剛度分析，驗(yàn)證所選吊鉤動(dòng)剛度是否滿足設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)。

1 有限元模型的建立

1.1 模型的簡化

（1）刪除排氣系統(tǒng)中剛度較小的零件；

（2）將主、副消聲器上邊緣的翻邊工藝特征忽略，既有利于建模的簡單化，也利于降低在劃分網(wǎng)格中出現(xiàn)網(wǎng)格不勻稱，形狀不規(guī)則等問題。

（3）簡化排氣系統(tǒng)零件之間的焊接方式。

1.2 網(wǎng)格劃分

模型網(wǎng)格的劃分是整個(gè)模態(tài)分析至關(guān)重要的一個(gè)步驟，網(wǎng)格的質(zhì)量將會(huì)直接影響到最后的計(jì)算結(jié)果，一般網(wǎng)格劃分的越細(xì)，單元網(wǎng)格的數(shù)量越多，網(wǎng)格的質(zhì)量會(huì)越高，這里結(jié)合計(jì)算機(jī)的運(yùn)算水平和車架的實(shí)際尺寸，選取單元大小為5 mm，對(duì)局部結(jié)構(gòu)復(fù)雜的地方采取手動(dòng)劃分來提高網(wǎng)格質(zhì)量[3]。排氣系統(tǒng)模型劃分好網(wǎng)格后的單元總數(shù)為81851個(gè)，節(jié)點(diǎn)總數(shù)為79866個(gè)，制作排氣系統(tǒng)材料相關(guān)屬性為：彈性模量E=2.07e5MPa、泊松比μ=0.3、密度ρ =7.83e-9t/mm3.圖1為排氣系統(tǒng)完成網(wǎng)格劃分后的模型。

圖1 排氣系統(tǒng)有限元模型

模態(tài)分析通常用來研究物體本身的動(dòng)態(tài)特性，這里主要是由模態(tài)分析得出排氣系統(tǒng)本身的模態(tài)值和振型。其中排氣系統(tǒng)的頻率值的大小一定不能與車架的相關(guān)頻率和發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)頻率相互吻合，否則系統(tǒng)的之間的相互共振會(huì)影響整車的舒適性和安全性。此外根據(jù)模態(tài)分析結(jié)果的振型圖我們可以判斷出排氣系統(tǒng)的節(jié)點(diǎn)與反節(jié)點(diǎn)，然后以節(jié)點(diǎn)位置來作為懸掛位置的參考點(diǎn)。

2 排氣系統(tǒng)掛鉤位置的初步設(shè)計(jì)

選取網(wǎng)格劃分好的有限元模型，在有限元模型上依次間隔為50 mm的點(diǎn)，利用Hperworks中自帶的求解器對(duì)其200 Hz以內(nèi)的自由模態(tài)進(jìn)行計(jì)算。然后根據(jù)選點(diǎn)的位移為橫坐標(biāo)，以位移向量的加權(quán)累加值為縱軸，將計(jì)算結(jié)果輸入坐標(biāo)中并繪制成一條光滑的曲線。ADDOFD的分析曲線如2所示。

圖2 ADDOFD分析結(jié)果圖

參考平均驅(qū)動(dòng)自由度位移（ADDOFD）的定義可知：懸掛位置應(yīng)該設(shè)計(jì)在位移向量的加權(quán)累加值（縱坐標(biāo)）較小的位置[4]，即在圖2曲線中波谷或靠近波谷位置的點(diǎn)，然后綜合考慮底盤空間結(jié)構(gòu)和排氣系統(tǒng)的走向等因素，設(shè)計(jì)出最優(yōu)的懸掛位置，其中初步設(shè)計(jì)好的懸掛位置如圖3所示。

圖3 懸掛位置圖

3 排氣系統(tǒng)性能分析

3.1 約束模態(tài)

在對(duì)有限元模型進(jìn)行約束模態(tài)分析時(shí)，須根據(jù)模型的實(shí)際連接設(shè)置與之相對(duì)應(yīng)的邊界約束條件，其中排氣系統(tǒng)需要設(shè)置的邊界約束為動(dòng)力總成和懸置：

（1）動(dòng)力總成和懸置的簡化

動(dòng)力總成和懸置對(duì)排氣系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性和整車NVH的性能有著重大的影響，所以在進(jìn)行有限元建模是必須考慮動(dòng)力總成和懸置的存在。由于這里主要研究的對(duì)象還是排氣系統(tǒng)本身的性能特征，所以沒有必要把動(dòng)力總成和懸置建立的非常詳細(xì)，將動(dòng)力總成用賦予了質(zhì)量和剛度的質(zhì)心簡化，懸置則用賦予了剛度的剛度的彈性單元來簡化[5]。建立簡化模型所需要的相關(guān)參數(shù)有：①動(dòng)力總成質(zhì)心位置（相對(duì)整車坐標(biāo)系而言）；②動(dòng)力總成的質(zhì)量；③動(dòng)力總成慣性矩陣；④各懸置彈性中心點(diǎn)位置（相對(duì)整車坐標(biāo)系而言）；⑤懸置彈性中心各個(gè)方向的剛度。簡化后的動(dòng)力總成和懸置如圖4所示。

圖4 動(dòng)力總成的簡化模型

（2）考慮到連接排氣系統(tǒng)和車架的懸掛膠是柔性部件，這里用彈簧來模擬懸掛膠，施加彈性約束。將懸掛膠的剛度設(shè)置為12 N/mm，分析系統(tǒng)20 ~200 Hz的模態(tài)和振型，其中分析得到的模態(tài)（表1）和典型振型圖如圖5所示。

表1 模態(tài)分析結(jié)果

圖5 排氣系統(tǒng)典型振型圖

3.2 模態(tài)結(jié)果分析

3.3 排氣系統(tǒng)靜力分析

由于受到車架底盤空間的制約，排氣管與車架的配合相對(duì)比較緊湊，汽車在路況較差的情況下會(huì)導(dǎo)致排氣管振幅比較強(qiáng)烈，增大波紋管，吊鉤等零部件與底盤發(fā)生摩擦的風(fēng)險(xiǎn)，所以有必要對(duì)排氣系統(tǒng)約束懸掛位置工況下，計(jì)算排氣系統(tǒng)在受到重力作用下，排氣系統(tǒng)的最大位移量與吊鉤所受支反力，然后根據(jù)相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)來判斷本次設(shè)計(jì)是否合理，其中位移云圖和吊鉤支反力結(jié)果如圖6、圖7所示。

圖6 重力作用下的位移云圖

圖7 吊鉤位置支反力結(jié)果

消音器靜力分析要求：系統(tǒng)的最大位移小于5 mm，受力限值為50 N.由上圖分析結(jié)果可知，消排系統(tǒng)系統(tǒng)最大位移變形為3.547 mm<5 mm，吊鉤最大支反力28.993 N<50 N，故可判定本次設(shè)計(jì)滿足要求。3.4吊鉤動(dòng)剛度分析

排氣系統(tǒng)的前端與發(fā)動(dòng)機(jī)的崎管通過法蘭連接，整體通過吊鉤與車架相連，受到發(fā)動(dòng)機(jī)工作時(shí)的巨大振動(dòng)和氣流在排氣管中運(yùn)動(dòng)時(shí)產(chǎn)生氣流激勵(lì)，如果排氣系統(tǒng)與車架的連接不合理，通常會(huì)導(dǎo)致其振動(dòng)比較大[7]。在發(fā)動(dòng)機(jī)工作時(shí)，排氣系統(tǒng)將一部分振動(dòng)通過掛鉤和吊耳傳遞到車架上，車架與駕駛室零件的局部振動(dòng)會(huì)增加車內(nèi)的噪聲。而吊鉤動(dòng)剛度的大小則直接影響到吊耳隔振的好壞，故有必要對(duì)吊鉤的動(dòng)剛度進(jìn)行研究和分析，看其是否符合設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)。

當(dāng)機(jī)械系統(tǒng)受到外力作用而運(yùn)動(dòng)性質(zhì)發(fā)生改變時(shí)，系統(tǒng)的響應(yīng)隨著系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性及激勵(lì)特性的變化而變化，這里以靜剛度的相關(guān)定義作為參考，引入動(dòng)剛度KD的概念來描述系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性，即在機(jī)械系統(tǒng)受到頻率變化的單位激勵(lì)時(shí)與系統(tǒng)的位移響應(yīng)矢量之間的比值：

其中：KD（ω）為頻率函數(shù)，F(xiàn)（ω）為激振力，X（ω）為位移響應(yīng)。

系統(tǒng)的響應(yīng)可以是速度、位移、加速度其中之一，其中激勵(lì)與響應(yīng)的比值統(tǒng)稱為機(jī)械阻抗。因此式（1）也可稱作位移阻抗。由于速度為位移的一階導(dǎo)數(shù)，當(dāng)頻率相同相位不同，幅值相差ω時(shí)，也可用速度來描述系統(tǒng)動(dòng)剛度的大小，將不同頻率單位載荷作用下的速度響應(yīng)稱為Mobility，Mobility與動(dòng)剛度的關(guān)系如下[8]。

其中振幅X0和相位θ取決于系統(tǒng)本身的物理性質(zhì)（質(zhì)量、彈簧剛度、阻尼）和激振力的性質(zhì)（頻率與振幅），而與初始條件無關(guān)，當(dāng)不考慮相位時(shí)，由式（1）可得：

同時(shí)由式（3）變形可得單位載荷激勵(lì)為：

其中K（ω）表示在某頻率下，產(chǎn)生單位位移振幅所需要的激振力幅值。

對(duì)吊鉤動(dòng)剛度進(jìn)行分析時(shí)，將其連接在整個(gè)排氣系統(tǒng)有限元模型上，使其更逼近真實(shí)情況。吊鉤動(dòng)剛度分析結(jié)果如圖8所示。

圖8 吊鉤動(dòng)剛度曲線

排氣系統(tǒng)不約束，對(duì)吊鉤X、Y、Z方向施加單位激勵(lì)并輸出結(jié)果，經(jīng)分析，該排氣系統(tǒng)第一個(gè)吊鉤的模態(tài)頻率在368.16 Hz左右，第二個(gè)吊鉤的模態(tài)頻率在469.27 Hz左右，第三個(gè)吊鉤的模態(tài)頻率在530.09 Hz左右，第四個(gè)吊鉤的模態(tài)頻率在632.31 Hz左右，在200 Hz以內(nèi)Z向均滿足目標(biāo)線500 N/mm以下要求；第五個(gè)吊鉤的模態(tài)頻率在299.89 Hz左右，小于300 Hz，其為Z向彎曲模態(tài)。在200 Hz以內(nèi)Z向不滿足目標(biāo)線500 N/mm以下要求，故不符合設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)，需要對(duì)吊鉤結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)。

4 結(jié)構(gòu)優(yōu)化

為使第五個(gè)吊鉤動(dòng)剛度符合標(biāo)準(zhǔn)，現(xiàn)對(duì)吊鉤結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)，加強(qiáng)吊鉤與尾管之間的連接，改進(jìn)后的結(jié)構(gòu)如圖9所示。

圖9 吊鉤結(jié)構(gòu)改進(jìn)結(jié)果

修改后的第五個(gè)吊鉤的模態(tài)頻率在729.26 Hz左右，在200 Hz以內(nèi)Z向基本滿足目標(biāo)線500 N/mm以下要求。修改后的吊鉤滿足設(shè)計(jì)，成功的解決了吊鉤動(dòng)剛度不達(dá)標(biāo)的問題，具體如圖10所示。

圖10 改進(jìn)后的動(dòng)剛度曲線

5 結(jié)束語

綜上分析，得出以下結(jié)論：

（1）成功的使用平均驅(qū)動(dòng)自由度位移（ADDOFD）對(duì)排氣系統(tǒng)的懸掛位置進(jìn)行了設(shè)計(jì)，避開了發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)頻率，提高了整車的NVH性能。

（2）對(duì)吊鉤的動(dòng)剛度進(jìn)行了分析，并對(duì)動(dòng)剛度不達(dá)標(biāo)的吊鉤進(jìn)行了結(jié)構(gòu)優(yōu)化，優(yōu)化后的動(dòng)剛度經(jīng)驗(yàn)證達(dá)到性能要求。

（3）對(duì)排氣系統(tǒng)有限元分析的方法和流程進(jìn)行了說明，大大縮短了產(chǎn)品開發(fā)周期，節(jié)約了設(shè)計(jì)成本，為之后解決此類問題提供理論和方法參考。

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Automotive Exhaust System Design of Hangers Locations and Optimization of Hook

YANG Di-xin，ZHOU Lin，MA Guo，XIE Wen-qi，HUANG Li-qi
（Liuzhou Wuling Motors Co.，Ltd.，Liuzhou Guangxi 545007，China）

The suspension position in the exhaust system and the dynamic stiffness of the hook are important components of the NVH performance of the vehicle.Through the finite element software hyperworks，the finite element modeling and free modal analysisof the geometric model of the vehicle’s exhaust system are carried out in this thesis first.Then，it adopts the ADDOFD method to design the suspension position of the exhaust system and analyses the restrain modal and make static analysis of the exhaust systemanddynamic stiffness analysis of the hook.The results show that the suspension position meets the overall design requirements and successfully avoid the engine excitation frequency，but the fifth hook’s dynamic stiffness doesn’t reach the standard.Therefore，structure improvementof the hook needs to be made to meet the design requirements.

exhaust system；ADDOFD method；modal analysis；dynamic stiffness

U464.134.4

A

1672-545X（2017）06-0022-04

2017-03-19

楊迪新（1981－），男，廣西興安人，中級(jí)工程師，主要研究方向是汽車NVH方向。