基于ABAQUS某汽车消声器的模态分析和结构优化

王永鑫，王艳

（200093 上海市 上海理工大学 机械工程学院）

0 引言

通过吊耳安装在发动机下方位置的汽车消声器会与发送机和路面等多重激振作用而发生振动，从而带来额外的噪声。而且，消声器还可能发生共振作用导致疲劳破坏，使消音器报废[1]。相关研究中，刘敬平[2]等人通过试验法对汽车排气及消音系统的振动特性分析，但试验法测试周期长、成本高，并且需要测试人员具有一定的主观经验。有限元技术的迅速发展使得数值模拟成为消声器振动特性分析的重要方法之一。邢素芳[3]等人采用有限元方法分析了发动机振动频率和排气系统的固有频率耦合情况，改善了由于共振使得消音器排气管开裂的问题；战申[4]等人基于软件ABAQUS 对某商用车消声器与其悬挂系统进行了自由模态分析，分析了悬挂位置的合理性，并对排气悬挂位置进行了优化。

对汽车消声器的振动特性和优化方法有试验法和仿真分析法。本文基于有限元软件ABAQUS对某车型消声器进行振动特性分析，得到消声器约束模态结果。考虑到消声器的工况，以提高其固有频率为目的，对现有的结构进行优化设计，避免与外部激振作用发生共振，提高消声器的工作性能和系统的稳定性。

1 汽车消声器几何模型建立

本文以某汽车的消声器作为分析对象。首先，根据消声器的实物模型在SolidWorks 中创建三维模型，之后导入软件ABAQUS，通过网格划分、添加约束和加载后进行振动特性分析。图1所示为本文消声器的三维模型。消声器材料为45钢，弹性模量为200 GPa，密度为7 850 kg/m3，泊松比为0.3[5]。腔体的截面为长、短轴分别是260，80 mm 的椭圆形状，腔室由2 块隔板分为3 个腔室，长度分别为110，180，140 mm；进气管、出气管及内插管的孔径均为22.5 mm，内插管上消音孔的孔隙率为0.3。

图1 消声器三维模型Fig.1 Three-dimensional model of muffler

2 消声器模态分析

2.1 模态分析概述

模态分析作为一种重要的故障检测和结构分析方法，应用在各大领域，是工程实践中设计过程的重要一环[6]。模态分析可分为自由和约束模态分析两种。实质上，对给定机械系统的模态分析是将该系统的力学方程组中物理坐标转换为模态的坐标进行求解，得到模态参数。模态与是否受外力和外力的大小无关，由其材料属性和结构决定。

对任意一个系统，其结构的振动微分方程为

式中：[M]，[C]，[K]——质量矩阵、阻尼矩阵和刚度矩阵；F（t）——外界激励载荷矩阵；x（t）——广义向量。

若分析自由模态，即不考虑外界载荷的影响时，可将式（1）简化为

根据式（2）求解，可以得到该消音器的各阶固有频率及振型。

2.2 模态分析

2.2.1 模型的建立和网格的划分

同一系统的动态特性受约束方式的影响，其模态也变化较大，因此在对系统进行模态分析前需要分析系统的约束，才能在仿真模型中添加正确的约束边界条件。考虑到本文消声器与汽车悬挂的连接方式，可以得到该消声器有3 处约束，分别是进气口与发动机的连接约束、两吊耳与汽车悬挂的连接约束，如图2 所示。

图2 消声器结构的3 处约束位置Fig.2 Three restraint positions of muffler structure

在ABAQUS 中，利用软件网格划分模块对消声器结构的整个计算域划分网格。网格划分的精度和质量会对振动特性分析结果产生较大影响，过少和较大的网格会导致结果和实际相差较大，本文仿真考虑到圆角结构对模态分析过程影响，将网格划分为单元类型为C3D10、节点数为177 934 和单元数为91 435 的四面体网格，如图3 所示。

图3 消声器结构网格划分Fig.3 Muffler structure meshing

2.2.2 模态分析结果

根据机械振动理论，任意系统都具有无限阶的固有频率，但工程实践中影响系统稳定性的只有前几阶固有频率[7]，所以本文对消声器振动特性的有限元分析后导出前6 阶固有频率和振型，如表1 所示。

表1 消声器前6 阶固有频率和振型特征Tab.1 The first 6-order natural frequency and mode characteristics of muffler

由表1 可知，消声器的约束条件从1 到6 阶固有频率为271.18～1 260.8 Hz。如图4 所示为消声器的前6 阶振型图。由图4 可知，每一阶的共振部分和振型变形量的大小不同。由于两吊耳和进气管有约束，因此其周边没有出现较大的振幅，这与消声器的正常工况相符合。

图4 消声器前6 阶振型图Fig.4 The first 6-order mode of the muffler

3 消声器优化设计

3.1 优化设计方案

在保证消声器进出口流量等性能参数不变的前提下，本文对现有的消声器进行结构优化。设计方案A：由于轻质材料钛合金在汽车轻量化方向已被广泛使用[8]，此方案将原有的材料替换为钛合金材料；设计方案B：考虑到进出气口是以焊接的方式固定在腔体上，此优化方案在进出气口周边增设厚度为5 mm 的三角形加强筋，如图5 所示；设计方案C：考虑到消声器属于薄壁类车声零件，此优化方案中将进出气口和腔体外壁进行加厚2 mm 处理，如图6 所示。

图5 设计方案B 的三维模型Fig.5 Three-dimensional model of design plan B

图6 设计方案C 的三维模型Fig.6 Three-dimensional model of design plan C

3.2 优化方案结果分析

基于前文所述的动态特性分析方法，对3 种设计方案进行分析，得到3 种设计方案的前6 阶固有频率，并计算了各个方案相对原方案的增加比率，如表2 所示。

表2 3 种设计方案固有频率值和增加比率Tab.2 Natural frequency and increase ratio of three design schemes

由表2 可知，相对于原装的消声器，设计方案A 从1～6 阶固有频率均有所降低，平均降低比率为2.60%。仿真结果表明：钛合金材料由于其密度低的特点在汽车轻量化方向发挥重要作用，但其振动特性相对钢材料有待改善；设计方案B从1 至6 阶固有频率均有所增加，平均增加比率为1.63%，此方案满足结构优化要求；设计方案C 的1 阶、4 阶、5 阶和6 阶固有频率都有所增加，但2 阶和3 阶固有频率有一定幅度的降低。因此，从消声器使用寿命角度考虑，设计方案B 即在进出气口周边增设厚度为5 mm 的三角形加强筋，显然能够有效改善共振问题的产生，确保消声器工作的稳定性。

4 结论

本文以某汽车消声器为研究对象，将基于三维软件SolidWorks 建立的消声器几何模型导入至有限元软件ABAQUS 对消声器进行了约束模态分析，仿真结果显示该消声器的基频（1 阶固有频率）为271.18 Hz，1～6 阶固有频率依次增大，6 阶固有频率大小为1 260.8 Hz。本文对该消声器提出的优化结构中，在进出气口周边增设厚度为5 mm 的三角形加强筋，能使消音器的各阶固有频率都提高，基频提高0.6%，1～6 阶总体提高1.63%，为改进汽车噪声和振动性能提供参考和帮助。