汽车排气系统动态响应特性及强度分析

汽车排气系统动态响应特性及强度分析 doi,10.3969/j.issn.1005-2550.2012.06.016 汽车排气系统动态响应特性及强度分析 侯路王海波谭 伟于根稳,,, 武汉 东风汽车股份有限公司 商品研发院,,430057, 摘 要 汽车排气系统的振动是影响汽车振动噪声和舒适度的主要因素之一掌握其动态特性对优化汽车的 性,,NVH 能十分重要采用有限元分析方法对排气系统进行模态频率响应和强度分 在某客车新型排气系统的开发过程中。 ,,、析考察排气系统的整体性能为排气系统的结构 设计 领导形象设计圆作业设计ao工艺污水处理厂设计附属工程施工组织设计清扫机器人结构设计 提供依据,,。 关 键 词 汽车排气系统模态频率响应分析强度,,,, 中 图 分 类 号 文 献 标 志 码 文 章 编 号 ,U464.134 ,A ,1005-2550,2012,06-0069-04 The Frequency Responseand Strength Analysis on the Vehicle Exhaust System HOU Lu,WANGH ai-bo,TAN Wei,YU Gen-wen ,Dongfeng Automobile ,CoLtd.. Commercial ProductR&D Institut,eWuhan43005 7,China, Abstract,The exhaust system vibratision one oft he main factorsfor impactingt he NVH characteristic tofhe vehicle. In order to improvethe vehicle NVH performanc,ethe dynamic characteristics of exhaust sysverytem essenare tialfor en gine.In the development process of a new exhaust, adoptsystet mhe finite element method tonhe exhaust systemdal moanalysi,sfrequency response analysis and strength analysis.FEA resuThelt s are used to guide the exhaust design. system Key words,automotiveexhaust syste,modam,lfrequency response ana,lsysitrengsht 软件建立有限元模型随着社会的发展和技术的进步人们对现代汽并进行相应的简, , PERMESH 化处理。 车的要求越来越高宽敞舒适性能结构紧凑。 、、NVH 良好的汽车受到普遍欢迎汽车排气系统作为汽车动力总成 1.1 。 动力总成布置形式为横置动力总成轮廓采用, 乘坐舒适性的主要影响因素之一其振动问题在业, 单元模拟选取动力总成质心为主节点与 plot ,,plot 界得到了广泛的重视车辆运行时排气系统承受来。, 自发动机的周期性动载荷并引起排气系统振动从单元刚性连接赋予动力总成质心集中质量和转动,, 如图 所示惯量而影响系统零件以及吊挂零件的可靠性同时周期,。 , 1 振动通过排气系统橡胶吊挂软垫传递到车体影响, 因此有必要对车身结构的噪声振动平顺性等指标, 排气系统振动特性进行分析和优化。 排气系统有限元模型 1 汽车排气系统模型一般由以下几部分组成减, 振波纹管主消声器后消声器管道连接法兰挂、、、、、 动力总成有限元模型图 1 钩及橡胶吊耳组成其前端法兰盘通过螺栓与发动。 机刚性相连中间法兰盘通过螺栓将管道连接挂钩,, 处通过橡胶吊耳悬挂在车厢地板面上。 本文利用某汽车排气系统三维 模型在充 CAD , 分考虑各个零件质量分布情况的基础上采用 ,HY- CA E 学会专栏东风 汽车科技第 6 期 2012 年 11 月 图 为带动力总成的排气系统有限元模型零减振波纹管 , 1.2 6 件材料参数见 表 关于同志近三年现实表现材料材料类招标技术评分表图表与交易pdf视力表打印pdf用图表说话 pdf 所列分析中一般采用零长度的弹簧单元 代,cbush, 1 。 替波纹管所在局部坐标系中赋予刚度值如图 , , 2 右 悬 置 示。 波 纹 管 连接法兰 1.3 左 悬 置 有限元模型中连接如 两个法兰间采用 , rbe2 ,后 悬 置 吊 耳 2 吊 耳 1图 所示3 。 吊 耳 3 Z 吊 耳 5 Y 吊 耳 4 X 排气系统有限元模型 图 6 零部件材料属性 表 1 弹 性 模 量 密 度 抗 拉 强 屈 服 极 零 部 件 材 料 泊 松 比 -3/kgm ?度限/MPa /MPa /MPa 管 道 消 、5 2.06×10 SUH409 0.3 7700 425 234 声 器 5 法 兰 吊 钩、Q235 2.1×10 0.3 7850 370 235 连接法兰有限元模型图 3 前后消声器 1.4 汽车排气系统模态及频率响应分析 2 由于前后消声器内部结构的复杂性, 不能完全 采用网格划分的方法建立它们的有限元模型所以, 其动力总成作为车辆的主要振动激励源之一,对前后消声器的外壳进行网格划分再进行配重处 , 再由吊耳橡胶激励可通过波纹管传递给排气系统,理如图 所示,4 。 软垫组件传递给车身引起车内振动若吊耳橡胶软。 垫的动刚度匹配不佳会导致较大的车身振动动刚 ,, 度过高不利于吊耳隔振同时动刚度也不能太低过,, 低的动刚度虽可以提高隔振率但会导致吊耳橡胶, 软垫产生较大的静变形对吊耳橡胶件的耐疲劳性, 能具有不利影响在排气系统设计中所需输入的转 。, 动惯量和刚度参数见表 2。 消声器有限元模型图 4 表 输 入 参 数 2 动力总成悬置及橡胶吊耳 1.5 2 质量和转动惯量 ,kg,kgm,?与波纹管同方法采用无阻尼的弹簧单元模拟,, M IIIIIIxx yy zz xy yz xz 并给定初始设计的刚度值如图 所示,5 。 342.5 31.93 13.47 27.83 -3.53 3.88 -0.98 动 力 总 悬 置 动 刚 度 /N/mm 成 参 数 KKKx y z 右 悬 置284 343 522 左 悬 置270 619 481 后 悬 置395 吊耳软垫动刚度 /N/mm 吊 耳 KKKx y z 参 数 吊 耳 吊 耳 1~45 5 10 吊 耳 55 5 12.5 波 纹 管 动 刚 度 /N/mm 波 纹 管 KKKKKK x y z rx ry rz 橡胶吊耳有限元模型图 5 参 数 100 200 200 2 100 000 210 000 210 000 70 ?? 伟等CA E 学会专栏东风 路王海波谭汽车排气系统动态响应特性及强度分析 侯,,/ 吊 耳 力 排气系统模态分析 2.1 2 对汽车的排气系统进行约束模态分析, 求解排1.6 气系统的特征频率和特征向量为整车平顺性匹配,1.2 /N 提 供 依 据 采 用 中模态分析模块 。 MSC.NASTRAN 0.8 吊 耳 力对图 中的有限元模型进行了模态分析表。 SOL103 6 0.4 为该排气系统的各阶次频率值 3 。 0 20 30 40 50 60 70 80 90 100 排气系统频率值 表 3 频 率/Hz 吊 耳 吊 耳 2 3 吊 耳 吊 耳 吊 耳 1 4 5 频 率 振 型,Hz, 吊 耳 力 图 7 ExhaustLateral y 5.5 EngineLateral y 7.3 从图 可以看出在 频率范围内吊,, 7 20:100 Hz ExhaustBend y 7.5 耳 吊耳 吊耳 吊耳 吊耳 的动载荷峰值在 1、2、3、4、5 频率 大小不超过 发动机怠速时各吊耳 33 Hz,2 N,,ExhaustBounce z 7.9 处动载荷更小发动机工作时排气系统 根据经验。 ,,EngineFore After x 8.0 吊耳的动态载荷最好不超过 说明吊耳的隔振 10 N,Engine Pitch ry 8.5 效果是非常好的达到了设计的要求,。 ExhaustBend z 10.0 EngineBounce z 10.2 Engine Yaw rz 10.8 排气系统强度分析 3 ExhaustFore After x 11.2 Engine Roll rx 16.8 车辆运行时排气系统承受来自发动机的周期, ExhaustTorsion rx 18.3 动载荷载荷引起排气系统振动从而影响系统结构, ExhaustBend y 20.0 件以及吊挂件的可靠性所以有必要对排气系统在,ExhaustBend z 22.3 检验设计方极限工况和疲劳工况下进行强度分析,ExhaustBend y 28.7 案是否满足强度要求。 极限工况 下 静 发动机最大扭矩 通过排气系统的约束模态频率与路面激励发, ?、1 4736 Nm 动机激励的对比可以判断结构是否存在与激励源 , 约束动力总成车身端悬置支架和排气力学分析。 频率的耦合从而可以分析排气系统振动对整车 , 系统吊挂点在动力总成质心处施加绕 轴方向, y 性能产生的影响掌握排气系统结构设计的优 NVH ,的 扭 矩 进行静力学分析 结 果 见 图 , , ? 4736 Nm 8化方向本文主要针对发动机排气激励进行分析发 。, 所示。动机在怠速范围内的频率为 从表 可以24:26 Hz,3 ContourPlot Stres,syonMises,Mas, GlobalS ystem AdrancedA verage 看各阶次的频率均不在怠速频率范围内避免了共,5.245E+01 4.662E+01 振现象。 Max Stress:52.5MPa 4.079E+01 3.496E+01 2.941E+01 排气系统频率响应分析 2.2 2.331E+01 1.748E+01 发动机在工作状态时排气系统会产生振动吊,, 1.165E+01 5.827E+00 9.124E+14 No result 耳会将动态载荷传递给车身希望这种动载荷越小,Max=5.245E+01 越好那么车身的振动也越小,。 Node 18633 Min=9.124E-14 Node24153 吊耳传递给车身动态载荷计算 所研究车 型, Z Y X 的发动机怠速频率为 将起始频率定为, 24:26 Hz 图 发动机最大扭矩应力云图 8 给发动机一个绕曲轴方向大小为 , ?20 Hz100 Nm 激励扭矩 分析 频率范围内吊耳承受, 20:100 Hz 极限工况 向加载 加速度下排气系统 , 2Z 4 g 的动态载荷将处理好的模型提交 。 MSC.NASTRAN 计算向动载荷如图 所 进行后处理各吊耳处 , , Z 7 静力学分析约束动力总成车身端悬置支架和排气。 示。 系统吊挂点向 加速度给动力总成和排施加 , Z 4 g 71 ?? CA E 学会专栏东风 汽车科技第 6 期 2012 年 11 月 气系统结果见图 所示应力为 小于材料 的抗拉强度的,。 , 9 47.8 MPaSUH409 倍 排气系统的可靠性满足要求 各 工 况 下 安 0.4 , , Contour lot PStress,yonMises,Mas, 全系数见表 其 中 为 材 料 的 屈 4。 Target* SUH409 Global System AdrancedA verage 服强度为材料 的抗拉强度的,Target** SUH409 0.4 2.320E+0.2 2.062E+0.2 倍。 1.805E+0.2 1.547E+0.2 1.289E+0.2 1.031E+0.2 7.734E+0.1 表 三种工况下安全系数 4 5.156E+0.1 2.578E+0.1 4.890E13 -No result *** 应力安全系数Target Target Max Stress:232MPa Max=2.320E+02 Node9106 最大扭矩52.5 MPa 4.5 Min=4.890E-13 <234 MPa Node24146 加速度 4g 232 MPa 1 Z Y 扭矩 X @25Hz47.8 MPa <170 MPa 3.6 图 排气系统 向 加速度应力云图9 Z 4g 疲劳工况 发动机在怠速 扭矩 3, 25 Hz 575 N ?结论 4 下的频率响应分析约束动力总成车身端悬置支。 m 架和排气系统吊挂点在动力总成质心处施加绕 , y随着市场竞争的需要性为了提高车内 , NVH 轴方向的扭矩 进行频率响应分析结果见 575 Nm,,?能在整车开发早期运用 分析手段可以有效,CAE , 图 所示10 。 预测零部件的 性能本文就是在整车开发阶。 NVH SUBCASE1,Frequency=2500.e+001Hz Contour lotP 段通过对排气系统的模态分析可以发现在怠速下,,Stress,yonMises,Mas, 发动机的排气激励频率避开了排气系统的固有频 Global System AdrancedA verage 率不会发生共振现象从频率响应分析可以知道,。 , Multiplier=575.00 4.776E+01发动机工作时排气系统传递到车身上动载荷很小, 4.245E+01 3.715E+013.184E+01 Max Stress:47M.8P a@25Hz 2.653E+01 2.123E+01 强度分析结果表明排气系统各组件的耐久性和可,1.592E+01 1.061E+01 靠性满足要求。 5.307E+00 9.940E+14 No result Max=4.776E+02 Node9341 参考文献 ,Min=9.940E-14 Node 23857 庞剑谌刚何华汽车噪声与振动 理论与应用― ,1, ,, ,Z 北 京北京理工大学出版社Y ,M,,,,2006. X 刑素芳王现荣等发动机排气系统振动分析河北工 ,2, ,,,,J,, 排气系统怠速扭矩下应力云图图 10 ,2005,34,5,,109-111. 业大学学报 傅志方华宏星模态分析理论与应用 上海上海交 ,3, , ,,M,,, 强度判定 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 极限工况下 最大应力需小于, , ,2000. 通大学出版社材料屈服强度疲劳工况下最大应力需小于材料 , , 李松波车辆排气系统振动建模与动力学特性研究,4, , ,D,, 抗拉强度的 倍从计算结果得发动机最大扭 0.4 。 ,上海上海交通大学,,2008. 袁兆成丁万龙等排气消声器的边界元仿真设计方法矩和排气系统 向 加速度两种极 限 工 况 下 的,5, , , Z 4 g 吉林大学学报,J,,,2004,34,3,,357-361. 最大应力分别是 和 应力均小, 52.5 MPa 232 MPa徐献阳车辆排气系统的振动模态分析及优化上海,6, .,D,,, 上海交通大学,2007. 于材料 的屈服极限 发动机在怠, SUH409 234 MPa 速 扭矩 下的频率响应分析中最大25 Hz 575 Nm ? 72 ??