陳少杰,劉志恩,肖生浩,鄭　灝,陳亞軍

(1.海軍司令部 軍訓(xùn)部，北京 100841; 2.武漢理工大學(xué) 汽車工程學(xué)院，湖北 武漢 430070)

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改善車輛怠速噪聲的排氣系統(tǒng)結(jié)構(gòu)改進(jìn)方法

陳少杰1,劉志恩2,肖生浩2,鄭灝2,陳亞軍2

(1.海軍司令部 軍訓(xùn)部，北京 100841; 2.武漢理工大學(xué) 汽車工程學(xué)院，湖北 武漢 430070)

摘要：針對(duì)某防化車排氣系統(tǒng)在怠速工況下存在輕微抖動(dòng)和噪聲值偏大的問題，對(duì)系統(tǒng)模態(tài)進(jìn)行有限元分析和試驗(yàn)測試研究。根據(jù)模態(tài)振型分布，采用模態(tài)應(yīng)變能控制、局部振型控制和系統(tǒng)剛度控制3種結(jié)構(gòu)改進(jìn)方法，并比較了上述3種改進(jìn)方案的優(yōu)劣,獲得了排氣系統(tǒng)模態(tài)與發(fā)動(dòng)機(jī)怠速激勵(lì)頻率相接近時(shí)系統(tǒng)振動(dòng)過大問題的一般解決方法。通過改進(jìn)系統(tǒng)局部結(jié)構(gòu)，結(jié)合仿真分析結(jié)果和實(shí)車試驗(yàn)測試結(jié)果，表明局部振型控制方法效果顯著，能使怠速時(shí)的排氣噪聲下降3.2 dB，解決了原車排氣系統(tǒng)怠速噪聲過大問題。

關(guān)鍵詞：排氣系統(tǒng);怠速共振;模態(tài)應(yīng)變能;噪聲測試

隨著整車噪聲與振動(dòng)性能要求的不斷提高，排氣系統(tǒng)作為車輛重要組成部分，其振動(dòng)和噪聲控制得到愈來愈多的關(guān)注[1]。筆者在對(duì)某防化車進(jìn)行聲品質(zhì)優(yōu)化時(shí)，發(fā)現(xiàn)該車型存在怠速工況下排氣系統(tǒng)輕微抖動(dòng)、排氣噪聲值偏大的問題，原因在于排氣系統(tǒng)固有頻率與發(fā)動(dòng)機(jī)的怠速振動(dòng)頻率相接近，引起了排氣系統(tǒng)共振。

考慮到車身底盤布置形式已確定，筆者以排氣系統(tǒng)改動(dòng)小、底盤布置不變或少變?yōu)樵瓌t，從排氣系統(tǒng)的振動(dòng)特性出發(fā)，查找噪聲優(yōu)化的解決方法。通過模態(tài)應(yīng)變能控制、局部振型控制和系統(tǒng)剛度控制3種結(jié)構(gòu)改進(jìn)方法提出優(yōu)化方案，并進(jìn)行實(shí)車測試驗(yàn)證，以期改善原排氣系統(tǒng)噪聲問題[2]。

1彈性系統(tǒng)的振動(dòng)方程

對(duì)于具有n個(gè)自由度彈性系統(tǒng)的有限元振動(dòng)方程為[3-4]：

(1)

式中：M、C、K分別為系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣、阻尼矩陣和剛度矩陣，M、K都是正定的，且與系統(tǒng)的材料和形狀有關(guān)；x為位移； f(t)為作用力。

在自由振動(dòng)中，f(t)=0。一般因系統(tǒng)結(jié)構(gòu)阻尼較小，對(duì)結(jié)構(gòu)固有頻率和振型影響很小，通常忽略不計(jì)。因此，系統(tǒng)的無阻尼自由振動(dòng)方程為：

(2)

在該情況下，結(jié)構(gòu)的模態(tài)計(jì)算即固有頻率與振型計(jì)算，就轉(zhuǎn)化為求解方程的特征值與特征向量。系統(tǒng)的自由振動(dòng)方程式是二階常系數(shù)微分方程組。設(shè)各個(gè)位移分量做同相位的簡諧振動(dòng)，即：

(3)

式中：X=[X1,X2,…,Xn]T為振幅向量；ω為圓頻率；φ為初相位。

將式(2)代入式(3)得到：

(4)

其中，(K-ω2M)稱為特征矩陣。式(4)有非零解的充要條件是其特征矩陣的行列式為零。

2排氣系統(tǒng)有限元模態(tài)分析

2.1有限元模型的建立

為了解排氣系統(tǒng)的振動(dòng)特性，需要進(jìn)行有限元模態(tài)分析。排氣系統(tǒng)由波紋管、三元催化轉(zhuǎn)化器、前置消聲器、后置消聲器、排氣管道、吊鉤和橡膠吊耳等部件組成。材料參數(shù)如表1所示。

用Abaqus作為有限元求解器，Hypermesh作為前處理軟件對(duì)排氣系統(tǒng)結(jié)構(gòu)進(jìn)行網(wǎng)格離散，單元尺寸為4 mm，單元總數(shù)約為9萬個(gè)。其中，波紋管用無阻尼零長度Spring 2彈簧單元模擬，在幾何中心加載波紋管質(zhì)量；三元催化器外部采用四邊形殼單元S4R，催化器載體的體積質(zhì)量為0.6 kg/L，催化器內(nèi)部芯體用等效質(zhì)量加載于表面；各處連接法蘭以體單元C3D8R劃分；前置、后置消聲器按照其具體內(nèi)部結(jié)構(gòu)，用包含四邊形單元S4R和三角形單元S3的殼單元?jiǎng)澐郑慌艢夤艿乐苯右运倪呅螝卧猄4R畫出；吊鉤處的橡膠懸置用彈簧單元Spring 2模擬；焊接部分用一層四邊形S4R單元表示；各處法蘭的連接螺栓用MPC進(jìn)行簡化處理。建立的排氣系統(tǒng)有限元模型如圖1所示。

表1　材料參數(shù)

圖1　有限元前處理

2.2模態(tài)仿真計(jì)算與試驗(yàn)驗(yàn)證

該防化車發(fā)動(dòng)機(jī)為四缸四沖程汽油機(jī)，冷機(jī)怠速轉(zhuǎn)速為750 r/min，熱機(jī)怠速轉(zhuǎn)速為850 r/min，由此可知發(fā)動(dòng)機(jī)怠速激勵(lì)頻率范圍為25.00～28.33 Hz。

首先對(duì)原方案排氣系統(tǒng)進(jìn)行有限元約束模態(tài)分析。依據(jù)實(shí)車布置對(duì)排氣系統(tǒng)法蘭端面和各橡膠吊耳上端進(jìn)行六自由度位移約束。計(jì)算獲得的原方案排氣系統(tǒng)模態(tài)頻率見表2的仿真模態(tài)。

表2　原排氣系統(tǒng)模態(tài)仿真與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比

為了驗(yàn)證有限元模型的準(zhǔn)確性，在整車安裝狀態(tài)下對(duì)原排氣系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)試驗(yàn)[5]。采用多點(diǎn)輸入、單點(diǎn)輸出的測試方法，在實(shí)車安裝狀態(tài)下對(duì)排氣系統(tǒng)進(jìn)行多點(diǎn)錘擊激勵(lì)，通過激振力和響應(yīng)信號(hào)的收集處理，用LMS Test.Lab軟件對(duì)頻響函數(shù)進(jìn)行擬合，識(shí)別排氣系統(tǒng)的模態(tài)參數(shù)完成排氣系統(tǒng)的試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析。模態(tài)測試和仿真結(jié)果如圖2所示。

圖2　排氣系統(tǒng)模態(tài)測試和仿真結(jié)果

試驗(yàn)結(jié)果見表2的試驗(yàn)?zāi)B(tài)。結(jié)果表明，除去局部模態(tài)，模態(tài)仿真與試驗(yàn)結(jié)果吻合度較好，有限元模型基本正確，可做分析研究之用。該排氣系統(tǒng)原方案模態(tài)第3階固有頻率為26.46 Hz，振型為繞X軸的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)，如圖2(b)所示。該頻率在發(fā)動(dòng)機(jī)怠速激勵(lì)頻率范圍內(nèi)，使得發(fā)動(dòng)機(jī)怠速工作時(shí)該排氣系統(tǒng)有產(chǎn)生共振的風(fēng)險(xiǎn)，從而導(dǎo)致怠速下排氣噪聲值和振動(dòng)偏大，為危險(xiǎn)頻率。因此需要進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn)，使其固有頻率避開該激勵(lì)頻率范圍。

3排氣系統(tǒng)結(jié)構(gòu)改進(jìn)方法

3.1原方案

當(dāng)排氣系統(tǒng)模態(tài)與發(fā)動(dòng)機(jī)怠速激勵(lì)頻率相接近時(shí)，改變掛鉤位置可以有效改變系統(tǒng)固有頻率，但掛鉤位置的改變會(huì)影響底盤布置等問題，一般作為結(jié)構(gòu)優(yōu)化最后的解決方法。

針對(duì)排氣系統(tǒng)固有頻率與發(fā)動(dòng)機(jī)怠速激勵(lì)頻率相接近時(shí)引起的系統(tǒng)怠速共振問題，采用了模態(tài)應(yīng)變能控制、局部振型控制和系統(tǒng)剛度控制3種結(jié)構(gòu)改進(jìn)方法以避開發(fā)動(dòng)機(jī)怠速共振頻率，達(dá)到降低振動(dòng)減小噪聲的目的。

在進(jìn)行排氣系統(tǒng)模態(tài)分析的同時(shí)，計(jì)算其模態(tài)應(yīng)變能。在模態(tài)分析中，第i階模態(tài)的第j單元的模態(tài)應(yīng)變能定義為[6-7]：

(5)

式中：Φi為第i階模態(tài)的振型；Kj為j單元?jiǎng)偠染仃嚒?/p>

若某區(qū)域的模態(tài)應(yīng)變能越高，則說明該區(qū)域越容易被激振起來，其結(jié)構(gòu)響應(yīng)越弱。對(duì)系統(tǒng)局部結(jié)構(gòu)進(jìn)行剛度優(yōu)化，分散集中的能量分布，可以強(qiáng)化系統(tǒng)結(jié)構(gòu)，改變其固有特性。

針對(duì)原排氣系統(tǒng)第3階26.46Hz模態(tài)，計(jì)算其模態(tài)應(yīng)變能分布圖，如圖3所示，可以看出能量集中最大的位置在前置消聲器后的彎管處。

圖3　模態(tài)應(yīng)變能計(jì)算結(jié)果

3.2方案一：模態(tài)應(yīng)變能控制

為了避免排氣系統(tǒng)的怠速共振，方案一改進(jìn)方式是在模態(tài)應(yīng)變能能量集中的前置消聲器后方彎管處焊接一塊鋼板，加強(qiáng)該處結(jié)構(gòu)分散集中的能量，提高該階模態(tài)頻率，達(dá)到避開共振區(qū)間的效果。方案一結(jié)構(gòu)改進(jìn)和計(jì)算結(jié)果如圖4所示，模態(tài)優(yōu)化結(jié)果如表3所示。由表3可以看出，采用方案一的改進(jìn)結(jié)構(gòu)，各階模態(tài)頻率均有不同程度的提高，其中原方案中危險(xiǎn)頻率從26.46 Hz提高至29.06 Hz。雖然并未改變系統(tǒng)振型，但避開了25.00～28.33 Hz的頻率范圍，有望降低原排氣系統(tǒng)的怠速共振，解決噪聲問題。

圖4　方案一結(jié)構(gòu)改進(jìn)和計(jì)算結(jié)果

階次模態(tài)頻率/Hz原方案方案一方案二方案三振型說明117.2017.6617.4417.86Y向彎曲218.7619.8219.0719.70Z向彎曲326.4629.0628.8329.21X軸扭轉(zhuǎn)430.5231.2731.1134.25Y向彎曲534.3335.6035.2738.07Z向彎曲

3.3方案二：局部振型控制

筆者研究車型車身底盤結(jié)構(gòu)形式已經(jīng)確定，若是大范圍大數(shù)量地移動(dòng)吊鉤，必然需要重新布置底盤空間，為改進(jìn)方案的實(shí)施帶來困難。因此，該方案以盡量少的掛鉤改動(dòng)為原則實(shí)現(xiàn)對(duì)局部振型的控制。

針對(duì)原排氣系統(tǒng)第3階26.46 Hz模態(tài)振型，注意到其最大扭轉(zhuǎn)位置發(fā)生在主消聲器處(見圖2(c))。因此，基于對(duì)底盤空間的考慮，將主消聲器前的吊鉤向模態(tài)振型較大的位置移動(dòng)60 mm(車身上的吊鉤固定位置不變)，結(jié)構(gòu)改進(jìn)和計(jì)算結(jié)果如圖5所示。

圖5　方案二結(jié)構(gòu)改進(jìn)和計(jì)算結(jié)果

結(jié)合表3模態(tài)優(yōu)化結(jié)果可知，該方案除第3階模態(tài)頻率提高顯著外，其他模態(tài)提高不明顯，主要是因?yàn)樵摲桨钢会槍?duì)危險(xiǎn)模態(tài)進(jìn)行局部振型優(yōu)化，對(duì)其他不同振型的模態(tài)影響較小。原方案中危險(xiǎn)頻率26.46 Hz提高至28.83 Hz，避開了發(fā)動(dòng)機(jī)怠速共振頻率區(qū)間。方案二雖然也并未改變系統(tǒng)振型，但改變局部振型應(yīng)能解決怠速共振噪聲問題。

3.4方案三：系統(tǒng)剛度控制

將前置、后置消聲器中間排氣管路的管徑由原來48 mm改為52 mm，管徑增加以后，系統(tǒng)結(jié)構(gòu)剛度有所提升，原扭轉(zhuǎn)模態(tài)頻率會(huì)得到一定程度的提升。優(yōu)化后模態(tài)計(jì)算結(jié)果見表3，結(jié)構(gòu)振型如圖6所示。

圖6　優(yōu)化方案三結(jié)構(gòu)振型

改變管徑后，各階模態(tài)頻率值相對(duì)于其他改進(jìn)方案都發(fā)生了較大改變。原方案中危險(xiǎn)頻率從26.46 Hz提高至29.21 Hz，避開了怠速激勵(lì)頻率范圍25.00～28.33 Hz。雖然該方案也未能改變系統(tǒng)振型，但頻率的提高對(duì)避免怠速共振有積極作用。

4實(shí)車噪聲測試研究

4.1試驗(yàn)概況

4.1.1測試環(huán)境與測試設(shè)備

實(shí)車測試排氣噪聲的場地選擇在郊外新修的柏油公路上，地勢開闊、行人和車量稀少、路況良好、背景噪聲低且有較長直道可進(jìn)行急加速排氣噪聲的測試。噪聲測試主要設(shè)備如表4所示。

表4　測試設(shè)備

4.1.2測試工況

該測試主要工況是怠速工況，噪聲測點(diǎn)分別位于排氣尾管口、車內(nèi)前排駕駛員右耳處和后排中間部位；同時(shí)為了驗(yàn)證改進(jìn)方案對(duì)急加速工況排氣噪聲的影響，還進(jìn)行了二擋急加速、三擋急加速噪聲測試。試驗(yàn)樣車與測試設(shè)備如圖7所示。

圖7　測試環(huán)境與測試設(shè)備

4.2試驗(yàn)數(shù)據(jù)評(píng)價(jià)

測試結(jié)果如表5所示，可以看出方案一怠速噪聲改進(jìn)效果較好，使尾管噪聲降低1.9 dB，但車內(nèi)前、后排噪聲改進(jìn)幅值小于1.0 dB，改善幅度較小。方案二噪聲改進(jìn)效果相對(duì)最明顯。尾管噪聲降低了3.2 dB，車內(nèi)噪聲值下降超過1.0 dB。方案三中各測點(diǎn)噪聲值均有小幅度降低，但降低幅值低于前兩個(gè)方案。

表5　改進(jìn)方案怠速噪聲測試結(jié)果　dB

針對(duì)怠速噪聲進(jìn)行優(yōu)化后，實(shí)車測試結(jié)果驗(yàn)證整個(gè)排氣系統(tǒng)的噪聲在急加速工況下并沒有發(fā)生惡化，且各方案噪聲水平均有小幅度的提升。各方案總的階次噪聲圖如圖8所示。

圖8　優(yōu)化方案總階次噪聲測試結(jié)果

綜上所述，各方案測試數(shù)據(jù)表明，針對(duì)排氣系統(tǒng)怠速共振所進(jìn)行的優(yōu)化方向是正確有效的。其中方案二局部振型控制(移動(dòng)吊鉤)效果顯著，最大噪聲降低幅值為3.2 dB，車內(nèi)測點(diǎn)噪聲值也下降了1.0 dB以上。

4.3改進(jìn)方案結(jié)果分析

3種改進(jìn)方案基本思想都是避開發(fā)動(dòng)機(jī)怠速共振，但對(duì)比表5實(shí)驗(yàn)結(jié)果后發(fā)現(xiàn)，實(shí)際效果之間存在明顯差距。筆者對(duì)排氣系統(tǒng)做振動(dòng)響應(yīng)分析，以討論各方案對(duì)系統(tǒng)振動(dòng)控制效果差異的原因。

如圖9所示為動(dòng)力學(xué)分析模型，其在主消聲器振型方向上從前向后依次定義3個(gè)節(jié)點(diǎn)，并計(jì)算各節(jié)點(diǎn)的位移響應(yīng)，以判斷優(yōu)化前后系統(tǒng)的振動(dòng)情況。

圖9　動(dòng)力學(xué)分析模型

建立動(dòng)力總成簡易模型，將發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)簡化成振幅為100，帶寬為0～200 Hz，方向繞整車坐標(biāo)系Y軸的扭矩，作用點(diǎn)選取動(dòng)力總成質(zhì)心點(diǎn)。動(dòng)力總成的懸置及排氣系統(tǒng)吊耳固定端六自由度全位移約束，輸出上述3節(jié)點(diǎn)的位移響應(yīng)，如圖10所示。

圖10　各節(jié)點(diǎn)位移響應(yīng)圖

方案一、方案三分別在模態(tài)應(yīng)變能和系統(tǒng)剛度提升的基礎(chǔ)上對(duì)結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，雖然提高了危險(xiǎn)模態(tài)的頻率，但是對(duì)振動(dòng)發(fā)生部位的振動(dòng)控制并不明顯。方案二實(shí)際提高系統(tǒng)固有頻率值最小，但由于對(duì)振型發(fā)生位置進(jìn)行了控制，對(duì)排氣噪聲的控制效果也最好。說明在提高排氣系統(tǒng)固有頻率基礎(chǔ)上，對(duì)引起排氣噪聲具有較大輻射面積的區(qū)域進(jìn)行振型控制，能夠更有效地降低排氣噪聲幅值。

綜上所述，排氣系統(tǒng)怠速振動(dòng)噪聲控制與優(yōu)化時(shí)，不僅需要有效地避開發(fā)動(dòng)機(jī)怠速共振區(qū)間，也要對(duì)相應(yīng)振型下的振動(dòng)進(jìn)行控制，以獲得盡可能好的優(yōu)化結(jié)果。

5結(jié)論

(1)根據(jù)模態(tài)振型分布，采用的模態(tài)應(yīng)變能控制、局部振型控制和系統(tǒng)剛度控制3種結(jié)構(gòu)改進(jìn)方法，均能使排氣系統(tǒng)固有頻率偏離發(fā)動(dòng)機(jī)怠速激勵(lì)頻率區(qū)間，改善怠速噪聲，得到了排氣系統(tǒng)模態(tài)與發(fā)動(dòng)機(jī)怠速激勵(lì)頻率相接近時(shí)系統(tǒng)振動(dòng)噪聲過大的一般解決方法。

(2)對(duì)比3種改進(jìn)方案，方案二將排氣系統(tǒng)3階固有模態(tài)從26.46 Hz提高至28.83 Hz，相對(duì)于方案一的29.06 Hz和方案三的29.21 Hz，頻率改變量最小，但排氣尾管噪聲控制效果是最好的，其聲壓級(jí)下降了3.2 dB；這一結(jié)果表明，在排氣噪聲控制上，局部振型控制方法效果最顯著，改變模態(tài)振型比改變模態(tài)頻率更有效。

因此在優(yōu)化怠速噪聲時(shí)，不僅要改變排氣系統(tǒng)固有頻率消除怠速共振，而且要根據(jù)模態(tài)振型對(duì)排氣噪聲具有較大輻射面積的區(qū)域進(jìn)行振型控制，以更有效地降低排氣噪聲幅值。

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CHEN Shaojie:Senior Engineer; Naval Command of the Ministry of Training, Beijing 100841, China.

文章編號(hào)：2095-3852(2016)03-0391-06

文獻(xiàn)標(biāo)志碼:A

收稿日期：2016-01-19.

作者簡介：陳少杰(1970-)，男，湖北洪湖人，海軍司令部軍訓(xùn)部高級(jí)工程師.

基金項(xiàng)目：國家自然科學(xué)基金項(xiàng)目(51575410)；中央高?；究蒲袠I(yè)務(wù)費(fèi)專項(xiàng)資金項(xiàng)目(2014-VII-004).

中圖分類號(hào)：TB535.2;TK412

DOI：10.3963/j.issn.2095-3852.2016.03.028

Improvement Method of Exhaust System Structure for Improving Vehicle Idling Noise

CHENShaojie，LIUZhien，XIAOShenghao，ZHENGHao，CHENYajun

Abstract：For the slight jitter and noise problem of a vehicle exhaust system in the idle condition, the finite element analysis and test research are taken on system mode. The three optimization methods of the modal strain energy, controlling of local mode vibration and system improvement in stiffness are used. Meanwhile their advantages and disadvantages are compared. The general solutions to problems of vibration and noise caused by idling resonance are obtained. Combining the results of simulation analysis and the real vehicle test, it's proved that the method of local mode vibration control is most effective, by which the exhaust noise is reduced by 3.2dB in idle condition among the three kinds optimization. The oversized noise problem of the original vehicle exhaust is solved effectively.

Key words：exhaust system; idling resonance; modal strain energy; noise test