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隨著社會的發(fā)展和技術(shù)的進(jìn)步，人們對現(xiàn)代汽車的要求越來越高。結(jié)構(gòu)緊湊、寬敞舒適、NVH性能良好的汽車受到普遍歡迎。汽車排氣系統(tǒng)作為汽車乘坐舒適性的主要影響因素之一，其振動問題在業(yè)界得到了廣泛的重視。車輛運(yùn)行時，排氣系統(tǒng)承受來自發(fā)動機(jī)的周期性動載荷，并引起排氣系統(tǒng)振動從而影響系統(tǒng)零件以及吊掛零件的可靠性；同時周期振動通過排氣系統(tǒng)橡膠吊掛軟墊傳遞到車體，影響車身結(jié)構(gòu)的噪聲振動平順性等指標(biāo)，因此有必要對排氣系統(tǒng)振動特性進(jìn)行有限元分析和優(yōu)化。
汽車排氣系統(tǒng)模型一般由以下幾部分組成：減振波紋管、主消聲器、后消聲器、管道、連接法蘭、掛鉤及橡膠吊耳組成。其前端法蘭盤通過螺栓與發(fā)動機(jī)剛性相連，中間法蘭盤通過螺栓將管道連接，掛鉤處通過橡膠吊耳懸掛在車廂地板面上。本研究利用某汽車排氣系統(tǒng)三維CAD模型，在充分考慮各個零件質(zhì)量分布情況的基礎(chǔ)上，采用HYPERMESH軟件建立有限元模型，并進(jìn)行相應(yīng)的簡化處理。
動力總成布置形式為橫置，動力總成輪廓采用plot單元模擬，選取動力總成質(zhì)心為主節(jié)點(diǎn)，與plot單元剛性連接，賦予動力總成質(zhì)心集中質(zhì)量和轉(zhuǎn)動慣量，如圖所示。分析中一般采用零長度的彈簧單元(cbush)代替波紋管，在局部坐標(biāo)系中賦予剛度值。由于前后消聲器內(nèi)部結(jié)構(gòu)的復(fù)雜性，不能完全采用網(wǎng)格劃分的方法建立它們的有限元模型，所以對前后消聲器的外殼進(jìn)行網(wǎng)格劃分，再進(jìn)行配重處理，如圖所示。與波紋管同方法，采用無阻尼的彈簧單元模擬并給定初始設(shè)計的剛度值，如圖所示。圖為帶動力總成的排氣系統(tǒng)有限元模型，零件材料參數(shù)見表所列。
動力總成作為車輛的主要振動激勵源之一，其激勵可通過波紋管傳遞給排氣系統(tǒng)，再由吊耳橡膠軟墊組件傳遞給車身引起車內(nèi)振動。若吊耳橡膠軟墊的動剛度匹配不佳，會導(dǎo)致較大的車身振動，動剛度過高不利于吊耳隔振，同時動剛度也不能太低，過低的動剛度雖可以提高隔振率，但會導(dǎo)致吊耳橡膠軟墊產(chǎn)生較大的靜變形，對吊耳橡膠件的耐疲勞性能具有不利影響。在排氣系統(tǒng)設(shè)計中，所需輸入的轉(zhuǎn)動慣量和剛度參數(shù)見表，對汽車的排氣系統(tǒng)進(jìn)行約束模態(tài)分析，求解排氣系統(tǒng)的特征頻率和特征向量，為整車平順性匹配提供依據(jù)。采用MSC.NASTRAN中模態(tài)分析模塊SOLID對圖中的有限元模型進(jìn)行了模態(tài)分析。表為該排氣系統(tǒng)的各階次頻率值。通過排氣系統(tǒng)的約束模態(tài)頻率與路面激勵、發(fā)動機(jī)激勵的對比，可以判斷結(jié)構(gòu)是否存在與激勵源頻率的耦合，從而可以分析排氣系統(tǒng)振動對整車NVH性能產(chǎn)生的影響，掌握排氣系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計的優(yōu)化方向。
本研究主要針對發(fā)動機(jī)排氣激勵進(jìn)行分析，發(fā)動機(jī)在怠速范圍內(nèi)的頻率為2426Hz，從表可以看各階次的頻率均不在怠速頻率范圍內(nèi)，避免了共振現(xiàn)象。發(fā)動機(jī)在工作狀態(tài)時，排氣系統(tǒng)會產(chǎn)生振動，吊耳會將動態(tài)載荷傳遞給車身，希望這種動載荷越小越好，那么車身的振動也越小。吊耳傳遞給車身動態(tài)載荷計算：所研究車型的發(fā)動機(jī)怠速頻率為2426Hz，將起始頻率定為20Hz，給發(fā)動機(jī)一個繞曲軸方向大小為100N.m激勵扭矩，分析20~100Hz頻率范圍內(nèi)吊耳承受的動態(tài)載荷。將處理好的模型提交MSC.NASTRAN計算，進(jìn)行后處理，各吊耳處Z向動載荷如圖所不。從圖可以看出，在20100Hz頻率范圍內(nèi)，吊耳1、吊耳2、吊耳3、吊耳4、吊耳5的動載荷峰值在頻率33Hz，大小不超過2N，發(fā)動機(jī)怠速時，各吊耳處動載荷更小。根據(jù)經(jīng)驗，發(fā)動機(jī)工作時，排氣系統(tǒng)吊耳的動態(tài)載荷最好不超過10N，說明吊耳的隔振效果是非常好的，達(dá)到了設(shè)計的要求。
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