汽车排气系统吊耳悬挂点位置优化研究

汽车排气系统吊耳悬挂点位置优化研究

0汽车排气系统的振动问题随着社会的发展和技术的进步，人们对现代汽车的需求越来越高。结构紧凑、宽敞舒适、NVH性能良好的汽车受到普遍欢迎。汽车排气系统作为汽车乘坐舒适性的主要影响因素之一,其振动问题在学术界得到了广泛的重视。汽车排气系统一般通过法兰和吊耳分别与发动机排气歧管以及车身地板相连。由于受到发动机本身振动和排气激励的影响,排气管振动相对较大。排气系统的振动会通过挂钩和吊耳引起车身地板的振动,从而严重影响整车平顺性能;而且在整车开发后期由于油箱、地板和悬架的布置往往会造成吊耳的悬挂点无法满足整车NVH性能的要求。对汽车排气系统振动问题的早期研究方法是试验法,即通过试验进行排气系统与整车平顺性的匹配,这种方法费时、费力、成本高。本文利用排气系统的三维CAD模型和质量分布情况,借助于有限元分析软件对汽车排气系统进行振动仿真及模态分析,在整车开发前期即可实现吊耳悬挂点位置的优化选择,对整车平顺性匹配设计具有重要的指导意义。1模型分析理论1.1自由振动方程的建立模态分析是对结构动态特性的解析分析和实验分析,其结构动态特性用模态参数来表示。在数学上,模态参数可定义为力学系统运动微分方程的特征值和特征矢量,其物理意义是实验测得的系统之极点(固有频率和阻尼)和振型(模态向量)。随着模态分析研究范围的不断扩展,模态分析技术已经被广义的理解为包括力学系统动态特性的确定以及与其应用有关的大部分领域。模态分析利用系统固有振型或振型矢量的正交性,由系统的各阶振型矢量所组成振型矩阵作为变换矩阵,通常对选取的物理位置坐标系进行线性变换,使得系统在原来物理坐标系中互相耦合的运动方程组在模态坐标系中变为一组相互独立的运动方程。系统在原有物理坐标系中,对于任意激励的响应,则可视为系统各阶固有阵型按一定比例叠加的结果。各阶振型在叠加中所占的比例,则由相应的模态值来决定。振动系统的动力微分方程可以表示为式中,[M],[C],[K]分别表示为系统的质量、刚度阻尼矩阵,x表示位移向量,{F}为节点载荷向量。结构的固有特性可以由一组模态参数定量描述,主要是固有频率和模态振型。由于固有频率和外载荷无关,当结构的阻尼较小时,阻尼对固有频率的影响非常小,可以忽略,因此可以通过结构无阻尼的自由振动方程计算结构的固有特性。由式(1)可得假设其解为x=φejwt,代入方程(2)得齐次方程N自由度系统有N个固有频率(共振频率)ωj(j=1,2,…,N)。与固有频率ωj对应的特征向量称为模态形状,模态形状对应于结构挠度图,它反映了结构按照频率ωj振动时各个自由度方向振幅的比例关系。由于排气系统的复杂性,传统的理论方法难以实现模态求解,需要采用数值算法。本文采用有限元法。其基本思路是将连续系统分割成若干个微小单元,求解每个单元的近似解,再将所有单元按照标准方法加以组合从而形成原有系统的一个数值近似系统,即数值模型。1.2r和r模态质量和阻尼比的确定假设单点激励,由多自由度系统模态分析理论,响应点l和激励点p之间的频率响应函数为:其中,ϕlr是第l个测点,第r阶模态振型系数;MR和ζr分别是模态质量和模态阻尼比。如果激励力的频率为ωr,则近似地有对于线性系统,位移响应的幅值和频率响应函数的幅值成正比,即假设振型以质量矩阵归一化,各阶的模态阻尼近似相等,则可定义第j个自由度的平均驱动自由度位移(ADDOFD)为ADDOFD(j)可获得某个自由度在一般激励情况下的(在某个频率范围内所有模态均被激发)的位移响应的相对大小,以此对排气系统吊耳的悬挂点位置进行优化选择。2对汽车排气系统的模态分析2.1弹性有限元模型汽车排气系统一般由五部分组成:三元催化器、波纹管、前消声器、后消声器和各部件之间的连接管道。对排气系统进行振动模态分析的关键是建立合理的有限元模型。由于汽车排气系统结构复杂,因此在建立有限元模型时需要进行适当的简化。近几年国内外学者对汽车排气系统的建模方法进行了大量研究,可以概括为两大类:一类是以梁单元为主的有限元模型;一类是以壳单元为主的有限元模型,本文利用某汽车排气系统三维CAD模型,在充分考虑各单元质量分布情况的基础上,采用HYPERMESH软件建立有限元模型。模型以壳单元为主,其中法兰简化为体单元;三元催化器和后消声器由于其内部结构复杂,在整车开发前期无法准确确定其内部结构,故简化为集中质量单元和RBE2单元,集中质量单元分别位于三元催化器和后消声器的几何中心;波纹管简化为零长度的弹簧单元,其刚度通过试验测得,波纹管两端的管道用RBE2单元连接起来。模型参数如下:与排气歧管联结的法兰厚度为8mm,主消声器壁厚为1.2mm,其余部分均为1.5mm,材料的弹性模量E=2.1e5MPa,泊松比μ=0.3,密度为ρ=7.9e-3g/mm3,弹簧在X、Y、Z三个方向的刚度分别为KX=40,KY=2,KZ=2。所建立有限元模型如图1。2.2振动模态分析对某汽车的排气系统进行了自由模态分析,即不考虑排气系统的吊挂件和支撑以及排气歧管约束对排气系统振动的影响。自由模态分析的主要是求解排气系统的固有振动属性,为整车平顺性匹配提供依据。采用MSC.NASTRAN中模态分析模块SOL103对图1中的有限元模型进行了模态分析。所采用样车的发动机转速范围为800~6000r/min,对应的发动机点火频率范围为26.7~200Hz,故可选择Lanczos方法进行系统特征值求解,计算0~200Hz内振动系统的各阶模态,从MSC.NASTRAN的结果文件SOL103.f06中可以获取系统固有频率及振型等相关信息。模态分析结果如表1。表1列出了排气系统对激励的频率响应函数的峰值频率,即对应阶次的系统固有频率。由分析结果可见:一阶至三阶的固有频率较小,这是因为排气系统是刚性体,一至三阶频率可认为是系统离散刚体的固有频率。由于发动机激励频率范围为26.7~200Hz,因此在进行排气系统设计时,应重点考虑在此激励频率附近的频率所对应的振型即可。如图2,给出了四个典型的模态(第7、第11、第15和第16阶)位移分布云图,用以说明汽车排气系统振动的相对位移分布情况。由图可见,对应于不同的振动模态,柔性节的左端也就是排气系统的前端振动位移始终很小,近似为0。从总体上看,各阶模态振动的相对位移各不相同,第15阶模态的一级消声器前端的相对位移较小,而第7、第11、和第16阶模态的一级消声器后端振动的相对位移较小。因此在确定汽车排气系统吊耳悬挂点位置时,应综合考虑系统的各阶模态(尤其是7~19阶模态)的振动情况,将悬挂点布置在综合振动位移均较小的区域。3排气系统吊耳悬挂点的确定汽车排气系统一般长度约为4.5m左右,由于排气管前端一般通过刚性杆以及法兰和发动机机体通过螺栓连接,而前端通过波纹管同排气系统的后端连接,因此将前端省略,将其看作发动机系统的一部分,动力学分析简化一般仅考虑包含波纹管的排气系统冷端,即后端。排气系统冷端长度一般在3.8m左右,除去波纹管和排气尾管的长度在3.5m左右。根据对多款成熟车型排气系统的观察可知排气系统吊耳悬挂点就分布在这3.5m内。故用平均驱动自由度位移法(ADDOFD)来布置汽车排气系统吊耳位置的时候也只考虑这3.5m左右的范围,在图1的有限元模型的基础上,从排气系统波纹管后端开始沿着排气系统的走向选择可能的吊耳悬挂点建立PLOTEL单元,单元大小设为80,并将这些点依次编号,利用MSC.NASTRAN中模态分析模块SOL103计算排气系统在0~200Hz内的所有自由模态,并将这些潜在的吊耳悬挂点的位移在结果文件中输出。在结果文件SOL103.f06中提取这些潜在的吊耳悬挂点的位移,进行加权累加,将结果绘制成一条曲线,横坐标为排气系统吊耳潜在位置的编号,纵坐标为位移向量的加权累加,曲线如图3。根据平均驱动自由度位移(ADDOFD)法的理论,排气系统吊耳悬挂点的位置应该由ADDOFD的值最小的那些自由度给出。也就是说排气系统吊耳悬挂点应该是在图3曲线波谷或接近波谷的那些点,尽量避免选择那些位于波峰的点。结合排气系统的结构,初步选定排气系统吊耳悬挂点在第5、第24、第37、第48、第54和第62点。如图4,图中黄色的点即为选定的吊耳悬挂点。这几个点在整车坐标系中对应的具体位置如表2。4汽车排气系统吊耳悬挂点位置的确定利用有限元软件对某汽车排气系统进行了振动仿真及模态分析。研究结果表明:在整车开发前期,利用已有的三维CAD模型和质量分布情况,应用HYPERMESH和MSC.NASTRAN软件对汽车排气系统进行振动仿真及模态分析方法可行,可得到系统固有频率及振型等相关信息;平均驱动自由度位移法可以用来在整车开发前期对汽车排气系统吊耳悬挂点位置的布置当中,根据ADDOFD法曲线,选择ADDOFD值较小的点作为吊耳的悬挂点。根据ADDOFD法绘制的曲线