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    基于橡膠材料超彈性的排氣系統(tǒng)運(yùn)動包絡(luò)面分析*

    2020-03-21 01:40:08吳杰黃思良
    汽車技術(shù) 2020年3期
    關(guān)鍵詞:吊耳本構(gòu)排氣

    吳杰 黃思良

    (1.華南理工大學(xué),廣州 510641;2.廣東省汽車工程重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,廣州 510641)

    主題詞:排氣系統(tǒng) 有限元分析 超彈性 包絡(luò)分析

    1 前言

    汽車排氣系統(tǒng)開發(fā)需進(jìn)行運(yùn)動包絡(luò)面仿真分析,以確保典型和極限工況下其與周圍零部件不發(fā)生運(yùn)動干涉。韋寶侶等[1]計算了車輛動力總成懸置系統(tǒng)運(yùn)動包絡(luò),在通用公司28種典型工況下,較準(zhǔn)確地預(yù)測動力總成的運(yùn)動位移,為發(fā)動機(jī)周圍部件的布置提供了設(shè)計依據(jù)。何森東等[2]提出了一種排氣系統(tǒng)運(yùn)動包絡(luò)面仿真方法,并對運(yùn)動干涉進(jìn)行了校核。顧彥等[3]通過定義吊耳的線性接觸,提出了排氣系統(tǒng)運(yùn)動包絡(luò)計算方法,對排氣系統(tǒng)施加車輛行駛工況載荷,得到用于運(yùn)動干涉檢查的排氣系統(tǒng)包絡(luò)面。吳杰等[4]建立了動力總成-排氣系統(tǒng)剛?cè)狁詈戏抡婺P停梢愿雍侠砬抑庇^地判斷排氣系統(tǒng)的運(yùn)動是否與其他零部件發(fā)生干涉。

    針對某汽車排氣系統(tǒng),本文采用自由模態(tài)試驗(yàn)驗(yàn)證其有限元模型精度。極限工況下,連接排氣系統(tǒng)與車身的橡膠吊耳剛度處于非線性工作段[5],因此,將吊耳簡化為三向線性剛度彈簧的傳統(tǒng)方法不能模擬吊耳非線性剛度特性,故本文基于美國通用公司10 種極限工況[6],采用超彈性Mooney-Rivlin模型表征橡膠材料的本構(gòu)關(guān)系,根據(jù)吊耳不同極限工況下的接觸特性建立相應(yīng)的接觸關(guān)系,計算排氣系統(tǒng)非線性運(yùn)動包絡(luò)面,并與傳統(tǒng)線性包絡(luò)面計算結(jié)果進(jìn)行對比分析。

    2 排氣系統(tǒng)模態(tài)分析及精度驗(yàn)證

    2.1 排氣系統(tǒng)自由模態(tài)分析及試驗(yàn)驗(yàn)證

    主要采用殼單元進(jìn)行排氣系統(tǒng)有限元網(wǎng)格劃分,有限元網(wǎng)格模型包含85 230 個節(jié)點(diǎn)和79 645 個單元,如圖1所示。

    圖1 排氣系統(tǒng)有限元模型

    采用錘擊法進(jìn)行模態(tài)測試,使用Nastran 軟件進(jìn)行模態(tài)計算,根據(jù)試驗(yàn)和計算振型相似判斷原則,表1 列出了各階自由模態(tài)計算值和試驗(yàn)值。由表1可知,計算值與試驗(yàn)值的相對誤差均小于5%,表明建立的有限元模型精度較高,可用于進(jìn)一步仿真計算。其中因傳感器數(shù)量和安裝位置、數(shù)據(jù)采集器接口、力錘敲擊力方向及大小等對排氣系統(tǒng)模態(tài)參數(shù)產(chǎn)生影響,造成第2階和第12階模態(tài)未獲得試驗(yàn)值。

    表1 排氣系統(tǒng)自由模態(tài)頻率計算值與試驗(yàn)值對比

    2.2 排氣系統(tǒng)約束模態(tài)分析及試驗(yàn)驗(yàn)證

    約束排氣系統(tǒng)前端法蘭的6 個自由度和吊耳與車身側(cè)連接點(diǎn)的6個自由度,計算得到排氣系統(tǒng)約束模態(tài)頻率。為驗(yàn)證計算精度,測試排氣系統(tǒng)裝車狀態(tài)下約束模態(tài)頻率,表2所示為試驗(yàn)結(jié)果與計算結(jié)果的對比。使用四缸四沖程汽油發(fā)動機(jī),常用轉(zhuǎn)速低于6 000 r/min,因此重點(diǎn)關(guān)注0~200 Hz范圍內(nèi)的頻率。

    約束模態(tài)測試中第3 階和第13 階模態(tài)未獲得試驗(yàn)值,原因同自由模態(tài)分析部分。發(fā)動機(jī)怠速轉(zhuǎn)速為750±50 r/min,扭矩激勵頻率約為23.3~26.7 Hz,與表2中第8 階和第9 階固有頻率相隔超過3 Hz,可避免怠速共振。

    表2 排氣系統(tǒng)約束模態(tài)頻率計算值與試驗(yàn)值對比

    3 排氣系統(tǒng)包絡(luò)面分析

    3.1 橡膠吊耳超彈性有限元建模

    目前,業(yè)界對排氣系統(tǒng)進(jìn)行運(yùn)動包絡(luò)面分析時一般將橡膠吊耳簡化為線性彈簧。但吊耳所用橡膠材料在大變形時表現(xiàn)出明顯的非線性特性。因此,本文用吊耳實(shí)體模型替代簡化的線性彈簧單元,并采用超彈性本構(gòu)模型表征橡膠材料的超彈性特性。吊耳有限元模型采用三維縮減積分雜交實(shí)體單元(C3D8RH單元)建立,因吊耳在大多數(shù)工況下應(yīng)變水平小于1(可參見后文),可采用超彈性Mooney-Rivlin本構(gòu)模型[7],Mooney-Rivlin模型的應(yīng)變能密度函數(shù)為:

    式中,U為單位體積應(yīng)變能;C10、C01和D1為材料模型參數(shù);分別為第一和第二應(yīng)變不變量;Jel為彈性體積比。

    此排氣系統(tǒng)有2 種類型的吊耳,其有限元模型如圖2所示。

    圖2 吊耳有限元模型

    橡膠可近似為體積不可壓縮材料,基于橡膠試片的應(yīng)力-應(yīng)變測試數(shù)據(jù),通過式(1)進(jìn)行擬合,可得本構(gòu)模型參數(shù)C10=0.432 5 MPa,C01=0.028 9 MPa。

    3.2 排氣系統(tǒng)非線性包絡(luò)面分析

    圖3所示為動力總成-排氣系統(tǒng)耦合的排氣系統(tǒng)有限元分析模型,其中包含所有橡膠吊耳網(wǎng)格模型,左端圓點(diǎn)(代表動力總成)與直線體現(xiàn)了排氣系統(tǒng)與動力總成的耦合。前消聲器前端和后消聲器上的2個吊耳為B類吊耳,其余吊耳為A類吊耳。根據(jù)排氣系統(tǒng)與隔熱罩及備胎的距離要求,沿X軸方向選擇3 個位移關(guān)注點(diǎn),分別位于后催化器、前消聲器及尾管上。

    圖3 動力總成-排氣系統(tǒng)有限元模型

    排氣系統(tǒng)包絡(luò)面可用于分析排氣系統(tǒng)在安裝至實(shí)車后,是否與周圍零部件(如隔熱罩和備胎區(qū)域)發(fā)生運(yùn)動干涉。由于包絡(luò)面邊界只在極限工況下出現(xiàn),因此只求解極限工況下的響應(yīng)。本文的計算工況為通用汽車公司10種極限工況[6],如表3所示。對整個動力總成和排氣系統(tǒng)模型施加相應(yīng)的重力加速度載荷,以模擬汽車在凹坑、凸臺、急加速、急轉(zhuǎn)彎、碰撞等各種車況所受荷載。

    表3 通用公司極限工況加載描述

    由于模擬極限工況,需采用準(zhǔn)靜態(tài)緩慢加載方式進(jìn)行非線性求解。極限工況載荷大,吊耳變形劇烈,非線性對計算結(jié)果影響更為明顯,所以建立吊耳有限元模型時,加入吊耳自接觸模型以考慮吊耳限位塊在運(yùn)動時與自身接觸的情況。本文利用Abaqus軟件強(qiáng)大的非線性有限元計算能力,在計算大型非線性問題時,前期可利用隱式求解輔助收斂,后期在收斂條件較好的情況下轉(zhuǎn)化為顯示求解,加速收斂[8]。

    Mooney-Rivlin 模型是經(jīng)典的橡膠材料本構(gòu)模型之一,一般適用于應(yīng)變約為100%拉伸和30%壓縮的中小變形情況[7]。圖4所示為吊耳變形量較大的幾種極限工況。由圖4 可以看出,吊耳在極限工況1 和極限工況2下應(yīng)變較大,分別為1.032 和1.043,其余工況應(yīng)變均小于1,處于中低應(yīng)變水平。因此采用Mooney-Rivlin本構(gòu)模型能較準(zhǔn)確地描述吊耳的力學(xué)特性。工況2 下的吊耳2和工況7下的吊耳6均產(chǎn)生了自接觸現(xiàn)象。

    圖4 極限工況吊耳應(yīng)變云圖

    表4 所示為線性剛度吊耳和超彈性非線性剛度吊耳排氣系統(tǒng)運(yùn)動包絡(luò)面仿真計算結(jié)果。極限工況下吊耳出現(xiàn)嚴(yán)重變形和接觸現(xiàn)象,其非線性剛度特性對排氣系統(tǒng)的運(yùn)動產(chǎn)生了較強(qiáng)的抑制作用,因此,在工況1 和工況2下,非線性剛度吊耳X向位移明顯低于線性剛度吊耳,在工況5~工況10下,非線性剛度吊耳的Y向位移也普遍低于線性剛度吊耳。

    表5 所示為線性計算方法和本文提出的非線性計算方法三向運(yùn)動位移范圍限值、3個關(guān)注點(diǎn)在X、Y、Z方向的位移變化范圍及包絡(luò)差值百分比。非線性方法得到的包絡(luò)范圍明顯小于線性方法計算結(jié)果。由于吊耳在X方向變形比Y、Z方向劇烈,非線性作用明顯,因此吊耳在X方向包絡(luò)差值百分比高于Y和Z方向。

    由非線性剛度方法的分析過程可知,考慮吊耳非線性剛度排氣系統(tǒng)運(yùn)動包絡(luò)計算方法較傳統(tǒng)線性計算方法更為合理,運(yùn)動包絡(luò)面預(yù)測結(jié)果更為準(zhǔn)確。

    表4 線性與非線性方法的包絡(luò)計算結(jié)果對比 mm

    表5 包絡(luò)范圍和誤差對比

    4 結(jié)束語

    在排氣系統(tǒng)極限工況下,橡膠吊耳的非線性剛度及限位結(jié)構(gòu)對排氣系統(tǒng)運(yùn)動有不可忽略的影響,因此,本文采用橡膠材料的超彈性本構(gòu)模型表征橡膠吊耳非線性剛度特性,并定義了吊耳的自接觸關(guān)系。經(jīng)仿真對比,結(jié)果表明,吊耳非線性剛度特性和自接觸現(xiàn)象對排氣系統(tǒng)的運(yùn)動產(chǎn)生了明顯的抑制作用。在計算排氣系統(tǒng)包絡(luò)面時,考慮吊耳非線性剛度特性和接觸特性,可使運(yùn)動干涉判斷結(jié)果更為準(zhǔn)確。但實(shí)車驗(yàn)證包絡(luò)面仿真結(jié)果難度及危險性較大,因此本文只進(jìn)行極限工況仿真計算。

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