毕业设计（论文）-发动机排气管设计（全套图纸三维）.doc

太原理工大学本科毕业设计目录摘 要1abstractII1. 绪论11.1 课题研究背景11.2 发动机排气系统的发展史11.3 国外研究概况21.4 国内研究概况31.5 排气系统设计技术的一个总趋势41.6 课题研究意义41.7 本章小结52. 排气系统及振动的理论分析62.1排气系统的设计要求62.1.1排气歧管62.1.2排气管72.1.3 排气歧管82.1.4消声器82.1.5排气尾管82.1.6排气管道的悬置安装82.2排气系统振动概述92.3 UG简介102.4 有限元分析简介102.5 试验模态基本理论112.6 基于振动传递函数的排气系统悬挂点位置优化的基本原理122.7 本章小结143. 排气系统的设计153.1 排气歧管的设计153.1.1排气歧管的布置153.1.2 排气歧管直径的确定153.1.3 确定各缸排气歧管长度163.1.4 排气歧管的材料173.2 消声器173.2.1 消声器的结构形式173.2.2 消声器容积的确定173.2.3 消声器进口直径183.2.3 消声器直径183.2.4 消声器长度193.2.5 消声器的材料193.3 排气管193.4 本章小结194. 排气系统的建模214.1 排气歧管的建模214.2 消声器的建模224.3 连接法兰的建模234.4 排气吊挂的建模254.5 橡胶悬挂建模264.6 本章小结275. 排气系统的模态分析285.1 消声器模态分析285.2 排气吊挂的模态分析315.3 排气歧管的模态分析355.4 连接法兰模态分析395.5 本章小结405. 排气系统的隔振设计416.1 排气系统有限元分析416.2 排气系统的模态分析426.2.1 试验原理与测试系统426.2.2 激振点的布置及拾振点的选择426.2.3 试验结果436.3 振动原因分析及隔振设计436.3.1 原因分析436.3.2 排气系统的改进436.4 排气系统悬挂位置的选择446.5 本章小结45总结与展望46参考文献47致谢49451. 绪论1.1 课题研究背景 “能源与环境”是汽车工业在21世纪发展所面临的两大课题，随着汽车工业的迅速发展，汽车噪声和排气污染问题日益严重，而发动机排气系统中振动和噪音是影响汽车行驶舒适性的主要因素1，基于这样的背景，现代汽车的设计，尤其是在排气系统的设计上，更加注重于减振的设计。对于现代汽车设计，尤其在排气系统的设计上，更加注重减排与减振的设计。 近年来，我国汽车迅速发展，早已成为一个汽车大国，但却不是汽车强国，因为高端市场也就是利润空间最大的市场基本由国外著名厂商占据，国内年轻的汽车厂商则只能占用利润空间相对较薄且市场份额较小的低端市场。其主要原因在于核心技术的掌握，由于国内汽车技术相对国外有较大差距，国内对汽车研究主要采用模仿设计，在试验中就会发现很多的问题，如排气歧管表面温度偏高、排气歧管罩和增压机隔热罩形状不够理想等，甚至出现了排气歧管开裂的问题。针对这些问题，企业及研究组调研讨论得到结论：在设计过程中，只注重排气系统的形状模仿和材料运用，而缺乏对排气系统热应力、动态特性的计算，致使在产品开发时不能提供有效的结构数据指导，也不能在改进设计中找到问题产生的根本原因。全套图纸加153893706 1.2 发动机排气系统的发展史 汽车最早的排气系统不过是一个让燃烧气体排入大气的孔眼而己，后来为了把随着排气喷出的火焰引向地面，才安装了一根引导排气的管子。那时，发动机没有排气消声装置,排气的噪声震耳欲聋，常使骡马受到惊吓，因此排气噪声被认为是一种严重的公害,许多地方的当局公开宣布，不用马的运输工具不受法律的保护。发动机的排气消声器起源于海勒姆马克西姆的取得专利的手枪消声器。 由于环保法规对车辆排污的标准相当严苛，不论怠速、加速、低速行驶、高速行驶或减速，都必须符合排污标准，车辆在面对这么严苛的限制下，除了在性能与排污中取得平衡点外，唯一的方法就是安装催化转换器了。催化转换器通常以贵重金属为原料，有氧化型催化剂、还原型催化剂及目前绝大多数车辆采用的三元催化转换器。早期的催化转换器多设置于排气管中段的位置，而近来多装在紧接排气歧管之后，好使催化剂加快达到工作温度。 图2-1排气系统组成图1.3 国外研究概况 世界各汽车大国早在20世纪60年代就开始着力关注汽车排放。日本从1971年、欧盟从1969年、美国从1967年就开始控制机动车噪声，制定噪声法规。国外对汽车噪声的控制起步较早，其中消声器理论的研究最早始于20世纪的20年代，是美国的Stewart首先提出研究抗性的声滤清器理论。其后噪声的控制技术和消声器（如图2-2）设计得到迅速的发展，其中由日本福田基一教授的专著 噪声控制与消声设计的出版作为机动车噪声控制研究的一个里程碑，总结和发展了以前的消声器理论，奠定了消声器的理论研究的经典基础。 图2-2消声器结构简图 在70年代，国外就采用了有限元对消声器进行研究分析，80年代就实现了三维有限元分析：完成了对一简单扩张腔式消声器、内插管、锥形消声器、偏置式消声器以及回流式消声器传递损失的计算，证明了三维有限元对于结构复杂的消声器是一种有效的分析方法，而一维理论是不适合的；另外国外采用边界元法可有效地确定其四级参数，并将非平均流动对声传播的影响考虑在内。与此同时，计算机迎来了一个高速发展阶段，相应的应用到汽车上的技术也有了空前的发展，计算流体力学的计算方法和数值分析就用在了计算排气系统的流场上包括对排气系统外部环境模拟、排气系统形状模拟、排气系统温度场及热应力场的计算分析。 90年代，振动辐射声数值方法的发展也是随着有限元方法的问世迅速的发展，D.C.Hodgson等编制了声辐射计算的边界元方法软件，对落锤的低噪声设计进行了成功的研究；A.R.Mohanty等运用有限元和边界方法分析了微型卡车驾驶室内声场的自然频率、模态振型。 近来，计算流体力学（GFD）在发动机领域的应用越来越广，并逐渐形成一个独立的发展分支，其中主要内容之一就是对发动机中的气体流动进行综合数值模拟，现在CFD在消声器内的应用也渐渐多起来。如今，随着现代数字信号处理技术的发展以及电子控制装置的性能成本的提高，国际上又提出了有源消声器的概念。 在材料的选择上，国外的研究也有一段历史。美国在上世纪60年代就开始将铁铬钛不锈钢用于排气系统的制造，日本则在上世纪70年代通过重新制定排气标准，促使三元催化转换器在汽车排气系统中安装使用，使得铁铬钛不锈钢在排气系统中得到应用，并在1989年再次修改，加快了不锈钢材料在排气系统中的应用进程。到了上世纪80年代，由于对汽车轻量化的要求，日本将抗氧化和抗热疲劳性能优良的11Cr-0.2Ti和19Cr-0.4Cu-0.3Ni铁素体不锈钢用于排气歧管的制造，板厚达到2.0mm。到上世纪90年代，美国通过研究，在铁素体不锈钢中添加Nb和Mo，增强了不锈钢的耐氧化性，被广泛用于排气系统。 在排气系统建模研究上，Ling等2建立了排气系统的一维简化模型，通过梁单元简化建模，同时提出以吊耳最小传递载荷为评价指标，来对吊耳的动刚度进行优化选择；Fang等3人运用NASTRAN软件中的壳单元模拟排气管，完成了排气系统非线性模型，取得了较准确的计算结果。Pang等4人对排气系统的结构动力分析、传递函数及敏感度分析做了总结归纳；SanjayS.Patil、V.V.Katkard等5采用了一种新的方法对排气系统进行动力分析，并在试验数据处理，动载荷的选择和温度变动引起的装配载荷等方面做了阐述，总结其对排气系统振动的影响，并通过CAE动态响应分析，进一步研究其对排气系统性能的影响，通过分析提出结构修改方案。Kendra Eads等对排气系统橡胶吊挂的简化进行了研究，对排气系统的动态特性研究有着指导意义。J. Galindo等6进行了用于改善高速涡轮增压柴油机瞬态性能的排气管的设计，最后提出一种合成排气管的优化设计，并模拟显示潜在的存在一种不仅在发动机低速时改善发动机瞬态性能，而且具有保持催化剂入口的气体温度和稳定的转矩的能力。1.4 国内研究概况 我国政府从1979年开始控制机动车噪声，并制定相关的标准（GB1495-79、1496-79)，之后定期修订噪声标准，使得噪声控制的要求变得越来越突出。发动机排气系统主要有单排气系统和双排气系统两种形式。单排气系统主要用于直列型发动机，而双排气系统用于V型发动机。排气歧管的传统制造材料为铸铁，它具有生产工艺简单，成本低等特点。近年来，随着各种合金材料的开发，不锈钢和各种铝合金材料都被用于排气歧管的生产。 我国的汽车行业本来发展就晚于世界水平，所以在排气系统的研究和发展也是相对较晚，但还是取得了不少成绩：束永平对CPQ2型叉车油泵齿轮箱在工作过程中单元形心处表面压的计算进行了研究，对其声压进行了详细深入的研究，收获很大；陈朝阳等人利用传递矩阵法对汽车排气消声器进行了性能模拟，并基于理论模拟方法对消声器进行了优化设计取得了良好的效果；赵翔等编制了边界元方法计算程序BEMSR；邢素芳，王观荣等针对排气气管开裂的实际工程问题，应用有限元分析与试验结合的方法进行研究，验证了排气系统固有频域与发动机转动频率耦合产生共振的设想，并通过改变连接方式改善了排气系统的振动属性。 近年来，由于对汽车NVH的重视，排气系统的振动研究有了很大的发展。王继先等人对内燃机排气系统振动特性进行了分析7，建立有限元分析模型，得出结论，通过改变橡胶吊耳的位置来改变排气系统固有特性，解决了排气系统怠速工况下振动剧烈的问题；刘名等人进行了排气系统振动分析以及悬挂点位置优化8，通过模态分析得到排气系统的固有频率并找到振型节点，得到吊挂垂向刚度对排气系统固有频率的影响规律。根据振型节点优化排气系统吊挂位置，有效地减少排气系统通过吊挂传递到车身底板的力，改善了车辆乘坐舒适性提高了整车NVH性能；张宏波等人进行汽车排气系统橡胶隔振装置的设计9，合理地设计了汽车排气系统橡胶吊耳的布置，利用正交设计法研究对橡胶吊耳的性能进行了优化设计。确定了排气系统各橡胶吊耳的动刚度，平衡了橡胶吊耳的隔振性和耐久性，有效降低了排气系统对车内振动噪声的影响。1.5 排气系统设计技术的一个总趋势 在发动机所有运行工况下将进、排气系统及其构成元件相应的运行特性、气体动力特性和声学特性的实际可预测模型合并成一个整体的程序，从而计算出气缸中随着气流通过气门时进行的循环热力过程和气体动力过程，以及随之产生的歧管内和进排气系统波的运动，使发动机性能、燃油经济性和污染排放之间达到一个最佳的匹配平衡。1.6 课题研究意义 汽车排气系统是发动机的重要部分，排气系统包括振动、声学、耐久性以及热排放等重要特性；其中振动对排气系统的设计和布局非常重要。排气系统一端与发动机相连，另一端则通过吊钩与车体相连，在车辆行驶中发动机的扭矩波动将激起排气系统的部分模态，并通过排气系统传到车身的吊耳处，这些振动将影响汽车的舒适性；另外一个振动源为通过车轮的路面激励，也将使车身产生振动问题。排气系统吊耳用于隔离排气系统到车身的振动传递，而柔性节（波纹管）主要控制动力总成传递到冷端的振动，起到振动的隔振作用。近年来，随着人们对汽车舒适性要求的不断提高，对汽车振动和噪声控制的研究也越来越重视。 对排气系统的研究及设计直接关系到发动机的泵气损失及排放，好的排气系统设计将减少环境污染，甚至起到辅助制动作用，它的设计质量直接关系到汽车的动力性、舒适性和安 全性能，对排气系统的振动研究可以合理设计出悬挂点位置的布置，从而可以有效的减小了排气系统将振动传递到车身，排气系统振动分析一直也是整车NVH分析的重要组成部分（随着人民生活水平的提高，汽车的NVH性能也受到越来越多的关注）。汽车在使用过程中，排气系统的振动问题有：排气管件的振动疲劳破坏，管道连接部件破裂导致排气泄露，排气系统振动噪声辐射，排气系统悬挂振动脱落等。所以，研究发动机排气及振动系统，不仅解决了排气系统存在的实际问题，而且对提升了整车NVH性能具有重要的理论价值和现实意义。1.7 本章小结 本章主要阐述了排气系统的发展背景，以及国内外的发展状况，根据这些前提，再阐述了本课题的研究方向以及研究意义。确定了本课题的主要内容包括：基于WD615六缸发动机设计排气系统并进行建模，再由模型进行隔振设计及分析。 2. 排气系统及振动的理论分析发动机排气系统的好坏不但影响发动机的泵气损失及排放，而且还会引起噪声和振动。排气系统的振动能量主要通过橡胶吊挂传递到车身底板，从而引起车身振动并产生噪声。因此排气系统振动分析一直是整车NVH分析的重要组成部分。由于排气系统模型结构的复杂性, 建立准确数值分析模型有一定困难，目前主要采用简化的数值分析模型来进行排气系统的模态分析，了解排气系统的振动特性。本章主要介绍研究涉及的基础理论。2.1排气系统的设计要求排气系统主要是由发动机排气歧管、排气管、消声器、排气管路悬置和排气辅助制动阀组成（如图2-1）10。图2-1 排气系统的组成1-排气支管 2-前排气管 3-催化反应器 4-排气温度传感器 5-副消声器 6-后排气管 7-主消声器 8-排气尾管2.1.1排气歧管排气歧管是发动机的一个重要组件，它的设计是一项很专业化的工作。排气歧管与发动机原始参数（如表2-1）匹配，发动机在工作过程中所产生的废气通过排气歧管进入排气管。它与排气管之间通过挠性法兰或者弹性波纹管联接。表2-1 发动机原始参数型号WD615结构形式直列、水冷、四冲程、增压中冷、直喷、电控共轨缸径冲程126130 mmmm点火顺序1-5-3-6-2-4排量9.7L压缩比17.5标定功率/转速198kw/2200r/min最大扭矩/转速1150Nm/1100r/min最低耗油率188g/kwh整车排放欧表2-1 发动机原始参数（续）2.1.2排气管排气管的主要作用是将发动机工作过程中所产生的废气排出。排气管不能因为自身的重量及所产生的惯性、弯矩和相对运动或者因其受热膨胀产生形变而影响排气歧管和蜗轮增压器的正常工作，以致于因为过载产生附加应力，造成损坏。所以设计时，在满足其刚度、强度的前提条件下，要尽量使排气管的质量减轻,其材料可以选择薄壁中碳钢钢板或者不锈钢板。如果当排气管过长的时候，要考虑增加辅助支撑来固定排气管，减少因排气管过长所产生的弯矩、扭矩对发动机排气歧管或蜗轮增压器产生影响。但是，从另一个方面来看，这样做又会影响排气管连接法兰的运动自由度。同时，为了减轻排气管的热膨胀应力，在排气管路中采用热补偿装置。常用的热补偿装置一般有两种形式：第一种是采用弹性的波纹管；另一种是挠性联锁式接管。这两种方式各有所长。弹性波纹管的密封性能比较好，但是它的热偿性能较差，使用寿命不如挠性联锁式接管，同时它的价格也比较贵。相比之下，挠性联锁式接管的热补偿性能和使用寿命都好于弹性波纹管，但它的密封性能不大好。在设计时，要根据具体的要求来选择。除排气管应力之外，排气管背压也是设计过程中应该考虑的一个重要因素。排气背压的产生也将直接影响发动机的工况。当背压到达一定的程度以后，哪怕是有一点细微的增减，也会对发动机的输出功率产生很大的影响。在设计时，要将排气背压控制在汽车发动机所允许的范围内，以避免对发动机工况造成影响，可以从以下几个方面采取措施11： (1)不要使排气管过长，并尽量使消声器布置在发动机排气歧管出口一侧。 (2) 排气管采用薄壁管，管径尽量大一些，为了不增加排气管的重量，通常采用薄壁中碳钢卷管或者是不锈钢卷管。这些材质既可有效地减轻排气管重量，又具有很好的防腐蚀性。 (3) 尽量减少排气管的弯折，尽量避免90的折弯，在过渡折弯时，可以设计成大圆弧过渡，以减少排气阻力。 (4) 要合理地选择消声器。2.1.3 排气歧管排气歧管的作用是吧多缸发动机各缸排出的废气汇集在一起，并导入排气总管。为了减少缸内的残余废气，在设计排气歧管时应注意两点11：（1） 尽量避免支管急转弯，内表面应光滑平整，以减少排气流动阻力；（2） 多缸机应避免各缸排气干涉，减少排气压力波的干涉。 排气歧管在使用中的可靠性比其性能对发动机的影响更为重要，汽车在行驶中经常使排气歧管处于冷热交变的工作状态，设计不当可能造成排气歧管塑性变形，严重时使排气管口与气缸盖密封不严而漏气，或者歧管开裂。设计中还应该考虑结构的合理性，过长的排气歧管可以采取分段的方式，对于大缸径的六缸直列机型采用没三缸一个歧管更合理。2.1.4消声器排气消声器是一种既能让气流通过，又能消除或减小排气噪声的有效装置。它是控制气流噪声的一种主要方式。一个好的消声器在其工作气流的温度和压力环境下，在需要的频率范围内应有较大的消声效果和较小的阻力损失，消声损失要大，功率损失要小。同时，消声器的体积要小，结构要简单合理、坚固耐用。通常情况下选择圆柱形的消声器，这种消声器能很好地抑制气流振动，从而减少气流通过平面所产生的噪声，有很好的降噪效果。也可以选择双壁消声器，它的消声效果更好，只是价格方面比较贵一些，在高档客车的设计配置上可以考虑选用。消声器的型号和规格可以根据所匹配的发动机来确定。所要匹配的发动机参数表中一般给出了发动机适用的排气管直径。这个直径数据通常可以作为选择消声器的口径参数。消声器的材质应该具备有较强的防腐蚀性能。因此，在设计的过程中，应该优先考虑中碳钢和不锈钢材料。同时，还要看消声器所需要的空间大小，以及允许的背压数值，还有有效性、经济性、美观性、环保性和使用寿命等各方面的因素。2.1.5排气尾管排气尾管的设计必须合理，必须保证汽车排出的尾气不至于吹到汽车车身上，也不能使排出的废气被吸进空气滤清器，影响发动机的工况。排气尾管设计的合量性和美观性将影响汽车整体的设计质量和外观性。在设计排气尾管的时候，为了有效地控制排出废气的排出方向，可以将尾管排气口设计成“鸭嘴”形或者是朝下45开斜口。2.1.6排气管道的悬置安装排气管道的悬置包括排气管的悬置安装和消声器的悬置安装两部分。其主要作用是支承排气系统的重量，并且能有效地把其重量合理地传递到车架上。这部分的设计要注意以下几个方面12： (1) 消声器的悬置安装必须保证能承受车辆和发动机工作时所产生的振动负荷和高温高热负荷而不致于变形损坏。消声器的悬置支撑夹箍的安装位置必须保证其在工作时受热膨胀方向有一定的补偿空间，以避免因其工作时受热膨胀而损坏。 (2) 在悬置支承的设计上，要保证支承架有足够的强度和刚度，支承排气管和消声器的重量，以及承受汽车在运动过程中所产生的剧烈振动。 (3) 要考虑到支承的减振性，通过支承的吸振，减少传递到排气管和消声器上的振动，并且在排气管的热变形方面有一定的自由度。2.2排气系统振动概述排气系统的激励源主要有五个（如图2-2）12：发动机的机械振动、路面的随机激励、发动机的气流冲击、声波激励和车体振动。第一，发动机的机械振动，排气系统直接和发动机相连，因此发动机的振动可以直接传递给排气系统；第二，路面谱的随机激励，路面随机激励通过轮胎车体和发动机等传递给排气系统，然后排气系统逆向传递给车体；第三，发动机的气流冲击，高速气流经过汽缸排出，直接激励排气多支管，从而引起排气系统振动；第四，声波振动，声波在管道内运动时，会对管道和消声器等产生冲击，因而引起振动 ；五，车体的振动，这个振动传递方向与前面传递相反，车体振动也会通过吊耳传递到排气系统，然后逆向传递到发动机，从而加大发动机的振动。图2-2 排气系统振动激励源 在排气系统振动激励源中，影响最大的是发动机激励和路面激励。路面激励对整车的乘坐舒适性有较大影响，并且它的激励频率在人体反应的敏感区域内，是排气系统振动控制研究中的一个重要内容。本排气系统设计的一个重要设计目标也是要避开发动机的激励。解决排气系统振动问题，使其达到隔振效果主要有以下几种途径7：( 1) 改变激励源的激励特性，但涉及到发动机的修改，对于发动机参数变化总会带来发动机经济性、动力性等性能的改变。( 2) 改变排气系统结构设计, 排气系统的厚度、管道的长度和直径等。厚度的增加可以提高排气系统的固有频率，避免和发动机的共振，但会引起成本的提高；管道参数的改变将会引起排气背压及压力波效应的改变。( 3) 改变排气系统和排气歧管的连接方式以及排气系统吊挂的位置。连接方式主要是通过波纹管的连接，可以隔离和减弱发动机振动对排气系统的振动传递，同样波纹管的使用会使成本提高；更改吊挂的位置和橡胶吊挂的刚度，可以改变排气系统的固有频率。2.3 UG简介UG NX14是一款集CAD/CAM/CAE于一体的3D参数化软件，是当今世界最先进的计算机辅助设计、分析和制造软件。它涵盖了产品设计、工程和制造中的全套开发流程，为客户提供了全面的产品全生命周期解决方案，是当今最先进的产品全生命周期管理软件之一。该软件不仅是一套集成的CAX程序，而且已远远超越了个人和部门生产力的范畴，完全能够改善整体流程，以及该流程中每个步骤的效率，因而广泛地应用于航空、航天、汽车、通用机械和造船等工业领域。UG NX软件系统提供了一个基于工程的产品设计环境，使产品的开发从设计到加工真正实现了数据的无缝集成，从而优化了企业的产品设计及制造。其主要技术特点是智能化的操作环境、建模的灵活性、集成的工程设计功能、开发的产品设计功能。现代的UG充分利用PLM精确描述技术框架的优势，改进了整个产品开发流程中的决策过程，为工程师们提供了理想的工作环境，不仅帮助其成功地完成任务，以直观的方式提供信息，而且能够验证决策以全面提升产品开发效率、仿真分析效率、加工制造效率。2.4 有限元分析简介 汽车在运转时，排气系统在多种振动激励下工作，在排气系统的整个生命周期内，它都工作在十分恶劣的条件下，承受着高强度的机械载荷和较高的温度载荷，排气系统长期处于超负荷的振动状态下，不仅会降低排气系统各组件的疲劳寿命，还会带来组件的损坏并影响排气系统的正常使用，因此对排气系统的结构和性能进行准确的评估分析十分的重要。传统的设计和连续的解析计算方法难以发挥有效的作用，采用离散技术和数值模拟的方法对排气系统求解比较有效。有限元法是求解数理方程的一种数值计算方法，是解决工程实际问题的一种有力的数据计算工具。有限元方法的基本思想是将连续的求解区域离散为一组有限个、且按一定方式相互连接在一起的单元的组合体，利用在每一个单元内假设的近似函数来分片地表示全求解区域待求的未知场函数，从而使一个连续的无限自由度问题变成离散的有限自由度问题。随着单元数目的增加，即单元尺寸的缩小，解的近似程度不断改进，最后将收敛于精确解。按所取基本未知量的不同有限元方法分为位移控制法和荷载控制法。位移控制法选取节点位移为基本未知量，荷载控制法选取节点力为基本未知量。位移控制法因为容易实现电算求解而应用广泛。国际上通用的有限元软件有ABAQUS、ADINA、ANSYS、MARC、NASTRAN、SAP等。其中ANSYS历经30多年的发展，已经能够紧跟计算机硬件、软件发展的最新水平，而成为计算机辅助工程(CAE)和工程数值分析和模拟最有效的软件。随着现代工业、生产技术、计算机技术的迅速发展，在工程领域中，有限元分析（FEA）越来越多地用于仿真模拟，来求解真实的工程问题。这些年来，越来越多的工程师、应用数学家和物理学家已经证明这种采用求解偏微分方程（PDE）的方法可以求解许多物理现象，这些偏微分方程可以用来描述流动、电磁场以及结构力学等等。有限元方法用来将这些众所周知的数学方程转化为近似的数字式图象。有限元法把求解区域看作由于许多小的在节点处相互连接的子域(单元)所构成，其模型给出基本方程的分片(子)近似解。由于单元可以被分割成各种形状和大小不同的尺寸，所以它能很好地适应复杂的几何形状、复杂的材料特性和复杂的边界条件。再加上有成熟的大型软件系统支持，使其已逐渐成为一种非常受欢迎的、应用极广的数值计算方法。 对排气系统的静力学分析大致分为如下几个步骤12： 导入模型定义材料属性划分网格施加载荷求解和分析结果2.5 试验模态基本理论 模态分析是排气系统动力学计算的关键。模态测试是利用对结构施加激励，对测试得到的力输入和动响应输出进行辨识，得到结构系统的固有频率、阻尼比和振型等模态参数15。通过模态分析可以直观的观测到排气系统的振动固有频率是否在发动机激励频率范围内，可以有效的避免共振。对于任意n自由度线性机械结构系统，具有如形式的动力学方程： （2-1）式中：M，C，K质量矩阵、阻尼矩阵、刚度矩阵；外激励向量； 位移响应向量。式（1）的拉氏变换为： （2-2）系统的响应记为： （2-3）式中：位移传递函数矩阵。在模态理论中，该传递函数矩阵可以写为： （2-4）该矩阵为对称矩阵，其第l行第p列元素可表示为： （2-5）式中：和第阶振型中的第l行第p列元素；的共轭；频率等于模态刚度与模态质量之比。在实验模态分析中，测试出对结构所施加的激励以及相应的动响应，然后计算某一激励点到另一拾振点的传递函数，对应求得上述传递函数中的任一行或任一列元素，则各阶模态参数（包括固有频率、模态刚度、模态质量、模态阻尼比、主振型系数）就可以通过辨识与拟合的方法加以确定。例如多点激励、一点响应的模态试验即为测试上述传递函数的任一行。无阻尼线弹性结构振动方程的求解是一个典型的广义特征值问题，目前有多种针对该类问题的求解方法。在大多数的结构动力特性分析过程中，采用Block Lanczos法、Subspace法、Power Dynamics 法和Reduced法等16。( 1 )Block Lanczos法采用Subspace算法，使用稀疏矩阵来求解广义特征值. 此方法计算精确，计算速度比Subspace法更快。在寻找某个指定系统的特征值谱中给定范围内的固有频率时，该方法比较有效，因此在工程分析中常用来提取大模型具有对称结构特征值的多阶模态。( 2 )Subspace法使用Jacobi迭代算法进行求解。由于在计算中它采用刚度和质量矩阵，所以计算精度更高，但计算速度慢。该方法适用于精度要求高而又难以选择主自由度的情形。( 3 )Power Dynamics 法使用前置条件共轭梯度法( Pre - condition C G ) 求解。该方法适于求解自由度数高于100000阶的大模型工程问题的起始少数阶模态。( 4 )Reduced法采用H B I ( Householder - Bisection - Inverse) 迭代来计算特征值和特征向量。由于它采用一个较小的自由度子集即主自由度来求解，因此求解速度快。该方法用于提取小到中等模型( 小于10000自由度) 的所有模态；选取合适主自由度时可获取大模型的少数阶( 4 0 阶以下) 模态，此时频率计算的精度取决于主自由度的选取。2.6 基于振动传递函数的排气系统悬挂点位置优化的基本原理通过合理的选择悬挂位置来有效的降低由动力总成向车身的振动传递。由于排气系统的结构的动态性能同其模态参数是直接相关的，此外，发动机的转速范围内其对排气系统的激励频率段是一定的，基于这些原因，来确定排气系统的悬挂点布置位置。忽略阻尼影响，排气系统在激振力作用下振动微分方程为17： （2-6）式中：M为排气系统的质量矩阵；X为排气系统的响应位移矩阵；K为排气系统的刚度矩阵；为排气系统受到的激振力；为排气系统受到的激振力幅值矩阵；为排气系统受到的激振力频率。其各个模态坐标的通解为： i=1,2,n （2-7）式中：为排气系统第i阶模态坐标；为排气系统第i阶模态向量；为排气系统第i阶模态刚度；为排气系统第i阶模态频率。利用模态振型矩阵作坐标变换后，得到排气系统位移响应的模态表达式为： i=1,2,3,n （2-8）由式(2-7)和(2-8)式可知，排气系统的振动位移响应X受激振力的幅值和频率影响，为各阶纯模态运动的线性组合，反映了第i阶模态向量对其贡献量的大小。当排气系统受到来自发动机曲轴的m个不同频率的单位扭矩激励时其位移响应表达式为： i=1,2,3,n；k=1,2,3,m (2-9)式中：为发动机单位扭矩激励下排气系统的响应位移矩阵；为第k个发动机单位扭矩激励的频率。式（2-9）为在频率为的发动机单位扭矩载荷作用下排气系统的振动位移响应，定义式（2-9）为发动机转矩激励到排气系统各点的振动传递函数，其表征发动机扭矩激励与排气系统各点振动的传递关系，是动力总成和排气组成系统的固有特性。它由系统的结构和参数决定。对动力总成和排气组成的线性系统，若发动机工作在稳态工况，则排气系统各点的位移响应与保持比例关系，即在发动机单位扭矩激励下振动位移越大的点，在稳态激励作用下的振动位移也越大，其中为发动机稳态扭矩激励的幅值。由式（2-9）可以推导出发动机在m个不同频率的单位扭矩作用下排气系统各点产生的总相对位移响应的表达式： i=1,2,3,n；k=1,2,3,m (2-10)由式（2-10）可知：排气系统总相对位移响应为各阶主模态按照一定比例线性叠加，各阶模态对其贡献的大小取决于各阶模态参与因子即模态坐标qi的大小。当发动机激励幅值为常量时，排气系统各点的振动位移响应正比于，总相对位移响应越低，发动机激励引起该点的振动越小，该点对车身振动影响就越不显著。传统车辆怠速状态时发动机输出扭矩为等幅值，是一种稳态激励，混合动力车辆驻车充电时发动机处于稳态运转工况，将排气系统悬挂点位置布置在总相对位移响应值较小处，能降低排气系统在汽车怠速或驻车充电时的总体振动水平，减少动力总成振动向车身传递。若动力总成参数和曲轴方向变化，和随之改变，导致总相对位移响应变化，对应的悬挂点位置也将改变，因此在基于振动传递函数的排气系统悬挂点位置布置中，发动机激励、动力总成与排气系统的模态参与因子和模态振型共同确定悬挂点位置19。2.7 本章小结 这一章主要进行了理论上的分析，主要包括排气系统设计理论及排气系统隔振隔振设计分析理论。在排气系统设计中阐述了排气系统的构成及功能，排气歧管、消声器、排气管的设计要点，注意事项；隔振设计分析中阐述了振动的来源，设计的要点（主要是悬挂点的设计），使用软件UG，有限元的介绍，振动的理论公式推导。 3. 排气系统的设计3.1 排气歧管的设计 排气歧管的设计主要包括排气歧管的布置形式，排气歧管直径dp，各缸排气歧管长度Li的确定20。3.1.1排气歧管的布置 为了消除各缸的排气干扰现象，设计的排气歧管将无排气重叠的1、3、2缸放在一个排气总管内，5、6、4缸放在另一个排气总管内，三个排气总管再联结成一体，图3-1为设计的排气歧管结构布置示意图11。图3-1 排气歧管的结构布置示意图 这样布置的排气歧管中，1、3、2缸排除的废气需经过同一管道达到排气阀处，这样1、3、2缸对5、6、4缸的干扰就减弱了，1缸和2缸距离最近，1缸排除的废气最先到达2缸，但由于1缸与4缸间点火间隔较大，干扰也较小，同理得：2缸和3缸；4缸和5缸；5缸和6缸，所以各缸间干扰均较小。另外， 第1缸排气接近结束时排气压力已经很低，这时第2缸已经开始排气，压力较高，2缸的排气流经两个总管的接合处时流速很高，使接合处的压力降低，这个低压对第一缸产生引射作用，因而可以减少气缸内的残余废气量。3.1.2 排气歧管直径的确定 为了减少排气流经排气门进入排气管时的流动损失，排气管截面积与排气门开启最大时的截面积要保持一定的比例关系，其经验公式为20： （3-1）取下限1.1。式中，排气管截面积排气门开启最大时的截面积 排气门个数，= 1排气门外径，=40.5mm 排气门最大升程，=（0.30.35） 取=0.35 =14.175mm排气门锥角，= 44. 5 经计算=1497.72，=1647.49，取3.1.3 确定各缸排气歧管长度改进以后，虽然相邻工作缸的影响较小，但若某缸排气门开启时正赶上其他缸排气传过来的压力波峰值，也会影响该缸排气。所以确定了排气歧管直径以后，还要确定适当的排气管各管长度，使各缸在排气过程中，管内有较低的压力值，以利于换气，提高充气效率。排气管的长度应满足下述经验公式20： （3-2）式中排气管中的气体音速， 排气管中气体的绝对温度，取937K经计算，。参考同类机型，根据结构布置得各缸排气歧管长度：，。3.1.4 排气歧管的材料 为了改善排气歧管高温强度，提高使用寿命，本次排气歧管设计材料为不锈钢。排气歧管所用的不锈钢有奥氏体系不锈钢和铁素体系不锈钢。奥氏体系不锈钢的高温强度好，但容易发生氧化皮剥落，因此在抗氧化性方面不如铁素体系不锈钢。另一方面，铁素体系不锈钢的抗氧化性好，但高温强度不如奥氏体系不锈钢。热膨胀系数小的铁素体系不锈钢在热疲劳特性方面是有利的。因此，铁素体系不锈钢钢种主要可用作排气歧管。所以排气歧管的材料为铁素体不锈钢。3.2 消声器3.2.1 消声器的结构形式根据发动机型号WD615，为货车或客车发动机，而货车和客车的噪音频带多为低、中频带，抗性消声器通常对低、中频带消声效果好，所以选择抗性消声器。抗性消声器是在内部通过管道、隔板等部件组成扩张室、共振室等各种消声单元的消声器（图3-1），当声波通过这些消声单元时，声波在传播中发生反射和干涉，降低声能量达到目的。 图3-1 抗性消声器结构图3.2.2 消声器容积的确定美国Nelson消声器公司推荐的消声器容积计算公式为11： （3-3）式中：V消声器容积； n发动机转速，n=2200r/min； i缸数，i=6； r冲程数，r=4； 发动机排量，=9.7L； Q与消声效果有关的修正系数，可取Q=26(取Q=2)，对消声器要求越高时，Q越大。故 V=8.71L3.2.3 消声器进口直径消声器进口直径的计算公式11： （3-4）式中：Q进口处排气流量，I/s； 允许最大气流流速，140m/s。 进口处排气流量可以通过发动机进气流量公式估算： （3-5）式中：n发动机转速，r/min; 充量系数，取0.86。可计算出I/s。排气流量计算公式： （L/s） （3-6）式中：进口处排气温度，取400； 进气温度，40； 取0.98；可计算1160I/s。最后计算得到。3.2.3 消声器直径扩张比：消声器截面积与消声器进口截面积之比。其参数选着如表3-1所示表3-1 扩张比M的选择车型重型车中型车轻型车、轿车M679101215表3-1 扩张比M的选择（续）由表3-1选择M=10。由扩张比定义直接计算出消声器直径： (3-7)3.2.4 消声器长度当消声器容积V，消声器直径确定后，可直接计算长度L： （mm) （3-8）故计算出L=750mm。由，满足设计要求。3.2.5 消声器的材料 作为内外面都处于严酷腐蚀环境下的消音器，使用材料采用耐高温耐腐蚀的不锈钢。3.3 排气管排气管的设计主要包括：管径；排气背压；消声器进气管管长度与消声器尾管管长度之比；排气管的固定；排气管的布置。 由于排气背压与管径的5次幂成反比例，所以管径的少量增加将大大降低由管路造成的背压。如表3-1所示，可以直接查出排气管直径为102mm21。表3-1 排气管与发动机排量的关系发动机排量（L）排气管直径（mm）14127或152排气管的厚度一般去1-1.5mm，这里取1.5mm。3.4 本章小结 本章主要进行了排气歧管、消声器、排气管的设计计算，初步的确定了排气系统中各部件的尺寸，为下一章建模奠定了基础。4. 排气系统的建模汽车排气系统是车辆动力系统的重要组成部分。对排气系统振动的研究也是设计的不可缺少环节，而振动分析的基础是建立在有限元模型的基础上，所以对排气系统的建模也是至关重要的环节。本设计中的建模采用UG NX建模，UG NX是一款集CAD/CAM/CAE于一体的3D参数化软件，是当今世界最先进的计算机辅助设计、分析和制造软件。它涵盖了产品设计、工程和制造中的全套开发流程，为客户提供了全面的产品全生命周期解决方案，是当今最先进的产品全生命周期管理软件之一14。图4-1 排气系统模型图4-1为整个排气系统的建模，图中1消声器，2吊挂，3后排气管，4法兰连接器，5催化反应器，6前排气管，7排气歧管。4.1 排气歧管的建模 排气歧管时连接发动机和排气系统的桥梁，在设计时不仅考虑到它的隔振型，还得考虑其耐高温性能。在结构上设计时主要通过三管合一，适当的改变各管的长度，以达到减少各缸排气干扰的影响的目的，从而有效的减少了排气振动，使得排气更加流畅。如图4-2所示，是本设计中排气歧管模型，其设计要点：1）尽量避免支管急转弯，内表面应光滑平整，以减少排气流动阻力；2）多缸机应避免各缸排气干涉，减少排气压力波的干涉。图4-2 排气歧管模型4.2 消声器的建模 消声器是汽车排气系统的重要组成部件，用于降低汽车行驶过程中的噪声污染，是降低排气系统噪声的关键组件。本设计中排气系统具有一个消声器，位于排气系统的尾部。消声器一般由进气管、消声腔、谐振腔、隔板、穿孔板和排气管组成。消声器一般分为抗性消声器、阻性消声器和阻抗消声器三类，本设计中采用抗性消声器。 本文中消声器设计要点：1）消声器在排气系统中的安装位置应能承受发动机工作时所产生的振动负荷和高温高热负荷；2）消声器具有足够的热疲劳寿命，不易变形和损坏。 消声器组件的外壳为渗铝薄壁不锈钢板件，两端为稍厚的409不锈钢，中间为三腔扩张室，内部有两个隔板，整体结构对称。消声器模型如图4-3，4-4所示：图4-3 消声器模型图4-4 消声器内部模型4.3 连接法兰的建模法兰是连接排气系统中不同部分的组件。排气系统连接法兰的厚度一般都是25mm，这里取2mm。法兰除了具有连接这一主要功能外，还具有减振和密封的作用。在本设计中为了更好的达到密封效果，在法兰上另加了密封圈。法兰的减振主要是依靠法兰接头间的垫片实现，由于垫片的材料及性参数得以简化法兰连接是不易实现，故将法兰简化为刚度和阻尼的结合对。且目前相关文献中试验表明了法兰接头处的阻尼和刚度特性的垫片只有在中高频段内有隔振作用22。而在目前排气系统的结构设计和隔振优化工作中，关注的频率范围是在较低频段。因此在本文中将法兰中间的垫片忽略，不考虑它的非线性影响，在法兰接头处采用刚性连接，法兰之间通过螺栓进行连接，螺栓采用标准螺栓M20。法兰结构模型如图4-5，4-6：图4-5 连接法兰1模型图4-6 连接法兰2模型4.4 排气吊挂的建模排气系统中的吊挂是用于排气系统和车身的连接部件，并且用于排气系统的固定。排气系统的振动直接通过吊挂传递到车身，其中隔振主要依靠吊挂的减振，故吊挂悬挂位置的选择直接影响到排气系统的隔振性能。吊挂模型如图4-7：图4-7 排气吊挂4.5 橡胶悬挂建模排气系统上使用的橡胶悬挂属于弹性隔振器的一种。如图4-7所示，排气系统橡胶吊耳模型，橡胶隔振器的刚度和阻尼与其结构同橡胶的特征和容积有关。橡胶悬挂的刚度和阻尼关系着排气系统振动情况及其向车身底板的传递率，同时也会影响橡胶吊耳自身的弹跳，脱落及疲劳寿命情况。橡胶悬挂简化为，xyz三个方向的弹簧-阻尼器23，有限元