汽车排气系统模态分析及悬挂点布置优化
张贵勇++苏长春
[摘 要]排气系统的振动与噪声是影响整车 NVH水平的重要因素,良好的排气系统结构布局和刚度匹配能够有效的降低排气系统与发动机之间以及车体之间的振动能量传递。采用 Hyperworks软件对某涡轮增压式发动机重型卡车两种类型排气系统进行有限元建模,同时依据有限元理论对此排气系统进行静平衡分析和模态分析,并通过实车振动测试对分析结果进行试验,以验证改进方式的有效性,不仅解决了频繁发生的排气管断裂问题,也为排气系统刚度及零部件布局的选择提供技术依据。
[关键词]排气系统 振动 模态 有限元分析
中图分类号:TM641 文献标识码:A 文章编号:1009-914X(2016)30-0003-01
1 引言
重型卡车作为一种生产工具,其使用的可靠性至关重要。重卡排气系统在实际使用过程中的载荷工况比较复杂和恶劣,不但要承受来自发动机和路面的激励载荷作用,同时排气系统的热端还要承受高温热循环载荷的作用。在这两种载荷同时作用下,汽车排气系统尤其是热端部分,很容易产生疲劳破坏而失效。针对某重卡排气系统涡轮增压器端口部位排气管频繁损坏的现状,通过建立有限元分析模型,并通过振动试验测试验证的方法提出改进方案。
2 排气系统模型
2.1 排气系统的物理模型
图1为某重卡排气系统的三维模型,主要包括前排气管、排气辅助制动器、减震单元、后排气管、催化消声器和排气尾管,排气管材料为SUS 304不锈钢。排气系统前端通过螺栓与发动机刚性相连,中间采用减振单元,后端与消声器连接。在整车使用过程中,存在排气系统与发动机相连接的前排气管断裂问题。
2.2 系统摸态分析
针对前排气管断裂问题,利用HyperMesh建立排气系统热端排气管有限元模型,模拟排气系统连接形式,采用二阶4面体单元,平均网格大小为4mm,进行网格划分,设定约束后,利用Abaqus对系统进行模态分析求解,排气系统模态计算结果如表1。
3 系统试验测试
3.1 发动机激励频率
由于发动机气缸内混合气体燃烧,曲轴输出脉冲转矩引起激扰,且因为转矩周期性地发生变化,导致发动机上反作用转矩(即倾覆力矩)发生波动。这种波动使发动机产生周期性的扭转振动,其振动频率实际上就是发动机的点火激励频率。
f=2ni/60τ
式中:f———点火激励频率, 单位Hz
n———发动机转速, 单位r/min
i———发动机气缸数
τ———发动机的冲程数
排气系统受到发动机激励而产生振动,如果发动机激励频率与排气系统的固有频率相同,会导致系统间的耦合振动,振动幅度加大。该重型车匹配的六缸四冲程发动机,整车正常行驶时常用发动机转速范围为1200r/min-1600r/min,其对应的发动机点火激励频率为60-80Hz,而排气系统一阶模态频率处于发动机常用激励频率范围内,容易产生共振。
3.2 振动测试
针对该车型排气系统,利用多通道噪声振动分析仪和三向加速度传感器等仪器,对排气系统进行振动测试,分别在发动机增压器排气口、前排气管前端、前排气管末端和后排气管前端布置测试接头,启动车辆后,采用原地升速方法检测发动机不同转速下的排气系统振动情况。
对振动测试结果进行整理分析,发动机转速在1260r/min时,前排气管末端的振动烈度最大,测试结果如图3所示:
3.3 结果分析
发动机转速在1260r/min时的点火激励频率为63Hz,与排气系统一阶模态频率63.5Hz接近,产生耦合共振,从而导致该转速下排气管的振动烈度加大,振动烈度超過100mm/s,达到剧烈振动标准,排气系统极易损坏。
4 设计优化方案
为提高整车的可靠性,减少排气系统损坏,需改变排气系统的固有频率,使之避开常用工况发动机转速的激励频率,降低由于排气系统的共振导致的故障。通过多种方案的比较,最终确认更改排气系统的布置形式,将发动机增压器位置更改,缩短排气系统排气管总长以及更改布置方式,并将排气辅助制动器安装在发动机增压器排气端。通过计算结果可以看出,排气系统的频率高于常用发动机激励频率,减少了系统共振损坏的风险。
改进后的排气系统最大振动振动烈度49mm/s,相对改进前已显著降低。最大振动烈度相对应转速为1870r/min(发动机的额定转速1900r/min),车辆在实际使用过程中发动机很少达到该转速。通过车辆道路试验验证和市场批量验证,改进后的排气系统使用可靠,未再出现排气管断裂的故障,统能够满足设计及使用要求。
参考文献
[1] 庞剑,谌刚,何华.汽车噪声与振动一理论与应用.北京理工大学出版社;
[2] 于开平,周传月,谭惠丰等.HyperMesh从入门到精通.科学出版社;
[3 ]吴永桥.汽车排气总管的静力分析和模态分析,武汉汽车工业大学学报;
作者简介
张贵勇,1980.12,男,汉族,底盘工程师,汽车底盘技术。