基于发动机激励的排气系统振动强度分析及优化

摘 要：针对排气系统开发过程中振动强度的设计，采用发动机加速度激励作为振动源对某排气系统进行频率响应分析，得到薄弱零件各个频率下的振动应力曲线，结合零件材料性能对最大应力进行评价，根据评价结果对方案进行优化分析，对比优化前后的振动强度，确定了最终优化方案，为排气系统的研发设计提供了一定的参考价值。

关键词：排气系统 发动机激励 振动强度 振动应力

1 绪论

汽车排气系统是车辆的重要系统之一，作为发动机的重要附件，主要负责将发动机产生的废气排出，同时净化发动机废气，降低发动机噪声[1]。随着大家对环境保护的重视，排气系统的废气净化和噪声降低等性能受到各大主机厂和排气系统厂商的重视，但其结构强度及疲劳耐久性能却没有给予足够重视，导致在开发过程中出现路试断裂情况，因此延误了开发周期，所以有必要加强这方面的研究，找到合适的方法在前期开发阶段对排气系统的强度和疲劳耐久性能进行预测和优化，并形成系统的分析方法，为排气系统研发设计提供参考标准[2]。

2 排气系统振动强度分析

2.1 振动分析理论

频率响应分析主要用于计算结构在周期振动载荷作用下对每一个计算频率的动态响应。计算结果包含实部和虚部，实部表示动态响应的幅度，虚部表示动态响应的相位角。频率响应分析主要有直接频率响应分析和模态频率响应分析两种方式，其中直接频率响应通过求解整个模型的阻尼耦合方程，得出各频率对应外载荷的动态响应[3]。模态频率响应是在模态空间中，结构矩阵用忽略阻尼的实特征值进行压缩，然后用模态坐标建立广义刚度和质量矩阵，将模态进行线性叠加得到频率响应函数。模态频率响应的计算速度要比直接频率响应的计算速度更快。本文根据项目开发进度要求和计算资源实际情况，选择模态频率响应分析进行计算，这也是汽车行业主流的分析方法。

2.2 排气系统振动源确定

汽车排气系统一端连接到发动机，另一端通过吊耳与车身相连。发动机的振动传递给排气系统，引起排气系统的振动，是排气系统主要的振动源，因此在进行排气系统振动强度分析的时候应该主要考虑发动机激励作为激励源[4]。具体的激励加载方式一般是在动力总成质心处施加加速度激励进行分析，加速度的大小应该在实际路试过程中进行采集，本文根据企业经验在动力总成质心位置施加整车坐标系Z方向1.5G的加速度作为振动激励源。

3 初始方案排气系统振动强度分析

3.1 排气系统有限元模型

排气系统的结构非常复杂，组成的零件不仅数量多且种类多，很难用经典力学分析解决其振动问题，在结构分析中，有限元方法能有效的解决问题[5]。本文针对排气系统结构中吊耳和螺栓连接多且自由度复杂的特点，结合排气系统的结构设计，根据排气系统各个零件的特点，对其进行简化。法兰用实体单元模拟，管路和消声器筒体抽取中面用壳单元进行模拟，挂钩用实体单元模拟，波纹管、吊耳、动力总成悬置使用弹性单元进行模拟，动力总成用质量单元进行模拟，焊缝用实体单元进行模拟，螺栓用刚性单元进行模拟。结合排气系统的尺寸，选择单元的基本尺寸为5mm，最终在HyperMesh软件中完成了某车型排气系统有限元网格划分及模型建立，得到的排气系统有限元模型如图1所示：

动力总成质心位置是振动源的加载位置，动力总成的质量单元也在此处，需要赋予质量单元质量属性和转动惯量，动力总成参数如表1所示。

由于是进行频率响应分析，排气系统中的弹性零件刚度均使用动刚度，动力总成悬置动刚度参数如表2所示，波纹管动刚度参数如表3所示，吊耳动刚度参数如表4所示。

3.2 振动强度分析边界条件及评判条件

根据排气系统与整车的装配关系，约束动力总成悬置、吊耳车身侧6个方向自由度，在动力总成质心位置施加整车坐标系Z方向1.5G的加速度，根据发动机的转速范围，计算20—200Hz之间的振动响应。

该排气系统管路和筒体均为SUH409材料，挂钩为空心挂钩，直径为φ12mm，厚度为1.5mm，材料为SUS304，根据材料标准，SUS304的屈服强度为205MPa，根据企业标准取振动强度标准为90MPa，即在发动机振动载荷作用下，挂钩在各个频率下的最大应力应小于90MPa。

3.3 振动强度分析结果

频率响应分析完成后，得到排气系统在20—200Hz之间的振动应力分布，其中最大应力出现在主消声器挂钩上，如图2和图3所示，最大应力为106.7MPa，大于90MPa，不满足要求。把该处的振动应力全部提取得到振动应力曲线如图4所示，从曲线上可以看出振动应力较大的频率区间为20—80Hz，频率较低。

4 排气系统优化方案及振动强度分析

4.1 排气系统挂钩优化方案

原方案主消声器挂钩处振动应力不满足要求，需要对该挂钩结构形式进行优化。经分析该挂钩形式为一个主挂钩和两个辅助挂钩焊接的方式，具体数模如图5所示，焊缝与吊耳连接处距离较远，导致挂钩模态较低，容易引起共振，导致此处振动强度较弱。根据经验将挂钩改为一个加强支架，一个主挂钩和一个辅助挂钩的形式，通过加强支架将挂钩的载荷分散开，同时也能提高挂钩的模态，优化方案数模如图6所示。

4.2 优化方案振动强度分析结果

在相同的激励载荷作用下，频率响应分析完成后，得到优化方案排气系统在20—200Hz之间的振动应力分布，其中最大应力也出现在主消声器挂钩上，如图7和图8所示，最大应力为31.7MPa，小于90MPa，满足设计要求。把该处的振动应力全部提取得到振动应力曲线如图9所示，从曲线上可以看出振动应力较大的频率区间为20—80Hz，与原方案基本一致，说明振动应力主要集中在低频段，需要重点关注该频率段解耦零件的动刚度。

5 结论

（1）在排气系统开发阶段，通过CAE分析的方式可以快速找到系统强度薄弱的位置，通过对各个方案之间的分析对比，可以在开模具前确定较优的结构方案，能够节约开发周期和开发成本。

（2）排气系统的振动应力主要集中在低频段，是需要重点关注的频率段，尤其是该频率段解耦零件的动刚度。

（3）本文通过优化挂钩的结构形式提高了排气系统的振动强度，为产品开发积累了一定的经验，为后续排气系统开发提供了一定的参考。

参考文献：

[1]吴哲，王小龙.汽车排气系统的优化改进[J].内燃机与配件，2022（18）：35-37.

[2]沈渡.某车型排气系统疲劳耐久性分析[D].成都：西南交通大学，2010.

[3]王萍萍，夏汤忠，刘盼，等.某车型白车身动刚度计算方法与性能优化研究[C]//中国汽车工程学会.2010中国汽车工程学会年会论文集.神龙汽车有限公司技术中心整车部，2010：4.

[4]蒋苗苗.某乘用车排气系统振动性能优化设计[D].广州：华南理工大学，2015.

[5]李金龙.汽车排气系统结构强度及焊接疲劳分析[D].武汉：武汉理工大学，2011.