汽車排氣系統(tǒng)振動(dòng)特性及優(yōu)化流程的研究分析

1、 前言

車身的振動(dòng)會(huì)通過座椅、地板和方向盤傳遞到車內(nèi)駕駛員和乘客，同時(shí)車身的振動(dòng)也會(huì)通過車身壁板等輻射出去產(chǎn)生車內(nèi)噪聲。排氣系統(tǒng)是動(dòng)力總成振動(dòng)激勵(lì)源傳遞到車身的重要路徑，所以控制傳遞到車身的激勵(lì)是排氣系統(tǒng)振動(dòng)控制的最重要目標(biāo)之一。

排氣系統(tǒng)振動(dòng)優(yōu)化分析流程主要如下：1）建立有限元模型；2）計(jì)算排氣系統(tǒng)模態(tài)；3）LMS Virtual.Lab中導(dǎo)入FE模型和模態(tài)計(jì)算文件；4）定義激勵(lì)力和輸入輸出點(diǎn)；5）計(jì)算排氣系統(tǒng)傳遞到車身的激勵(lì)；6）優(yōu)化；7）重新校驗(yàn)排氣系統(tǒng)傳遞到車身的激勵(lì)。

2 、模型建立

圖1 排氣系統(tǒng)等有限元模型

為了提高建模及計(jì)算速度，首先建立排氣系統(tǒng)、動(dòng)力總成、懸置系統(tǒng)及副車架有限元模型，如圖1所示。其中動(dòng)力總成和排氣系統(tǒng)懸置用CBUSH單元表示，剛度值為測(cè)試值。動(dòng)力總成質(zhì)心、質(zhì)量及轉(zhuǎn)動(dòng)慣量數(shù)據(jù)通過轉(zhuǎn)動(dòng)慣量測(cè)試臺(tái)測(cè)試得到。排氣系統(tǒng)掛鉤用CBEAM單元表示。

3、 排氣系統(tǒng)振動(dòng)分析

建立好模型后，通過NASTRAN計(jì)算得到整個(gè)系統(tǒng)的模態(tài)分析結(jié)果。在LMS Virtual.Lab中導(dǎo)入FE模型和模態(tài)結(jié)果文件，并在動(dòng)力總成質(zhì)心激勵(lì)點(diǎn)添加動(dòng)力總成理論激勵(lì)，如圖2所示，并將輸出點(diǎn)定義為所有排氣系統(tǒng)懸置車身側(cè)振動(dòng)響應(yīng)。

圖2 4缸發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力總成2階激勵(lì)

圖3 排氣系統(tǒng)輸入輸出點(diǎn)定義

圖4 排氣系統(tǒng)懸置車身側(cè)三向加速度響應(yīng)曲線

通過基于模態(tài)的力激勵(lì)響應(yīng)分析，得到排氣系統(tǒng)懸置車身側(cè)加速度響應(yīng)曲線，如圖4所示?？梢钥闯?，排氣系統(tǒng)在33-200Hz之間動(dòng)力總成二階激勵(lì)對(duì)排氣系統(tǒng)懸置車身側(cè)產(chǎn)生了若干峰值激勵(lì)。這些激勵(lì)可能與車身地板模態(tài)共振，并引起地板較大的激勵(lì)響應(yīng)。通過測(cè)試車內(nèi)聲壓并對(duì)聲壓響應(yīng)進(jìn)行階次分解，得到如圖5所示曲線，可以看出在1400rpm（2階47Hz）、2320rpm（2階77Hz）和3133rpm（2階104Hz）出現(xiàn)與二階激勵(lì)相關(guān)的峰值激勵(lì)。對(duì)照?qǐng)D4排氣系統(tǒng)懸置車身側(cè)加速度響應(yīng)曲線可以初步判斷，動(dòng)力總成激勵(lì)可能在46Hz和101Hz附近通過排氣系統(tǒng)掛鉤激勵(lì)車身地板，進(jìn)而引起車內(nèi)噪聲峰值過大。

圖5 車內(nèi)測(cè)試的后排右側(cè)乘員耳側(cè)聲壓

圖6 車身地板和排氣系統(tǒng)在46Hz的共振模態(tài)振型

圖6為車身地板和排氣系統(tǒng)在46Hz附近的振型圖，可以看出動(dòng)力總成二階激勵(lì)在46Hz附近可能會(huì)引起地板的劇烈振動(dòng)，有必要加強(qiáng)車身地板或降低排氣系統(tǒng)振動(dòng)水平。由于在46Hz附近，整個(gè)地板以排氣系統(tǒng)2#掛鉤附近為中心振動(dòng)，整體加強(qiáng)存在困難，所以首先考慮對(duì)排氣系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化，初步優(yōu)化方案：1）考慮到波紋管剛度較大，首先選擇剛度較小的波紋管；2）通過調(diào)節(jié)排氣系統(tǒng)懸置剛度來在滿足限位的情況下調(diào)整整個(gè)排氣系統(tǒng)模態(tài)振型，避開與地板共振。

4、 排氣系統(tǒng)振動(dòng)優(yōu)化

圖7 排氣系統(tǒng)懸置車身側(cè)加速度三向響應(yīng)曲線（改進(jìn)后）

圖8 排氣系統(tǒng)在43Hz的模態(tài)振型（改進(jìn)后）

通過調(diào)整波紋管剛度和排氣系統(tǒng)懸置剛度，動(dòng)力總成激勵(lì)傳遞到排氣系統(tǒng)冷端的振動(dòng)得到很大衰減，排氣系統(tǒng)模態(tài)各掛鉤傳遞到車身的激勵(lì)峰值也發(fā)生了變化，如圖7所示。第一個(gè)峰值已經(jīng)從46Hz調(diào)整到了43Hz，而且排氣系統(tǒng)43Hz的模態(tài)振型中，2#掛鉤位于模態(tài)節(jié)點(diǎn)附近，振動(dòng)相對(duì)較小。同時(shí)，101Hz附近的峰值已經(jīng)消失。

5、 總結(jié)

排氣系統(tǒng)整體的振動(dòng)特性峰值存在與車身地板振動(dòng)模態(tài)耦合的風(fēng)險(xiǎn)，通過對(duì)排氣系統(tǒng)振動(dòng)特性的分析，可以了解排氣系統(tǒng)每個(gè)掛鉤傳遞到車身的振動(dòng)情況。進(jìn)一步通過對(duì)車身的研究，可以發(fā)現(xiàn)并通過優(yōu)化排氣系統(tǒng)排除排氣系統(tǒng)與車身地板的共振耦合風(fēng)險(xiǎn)。下一步計(jì)劃通過在實(shí)車上調(diào)整排氣系統(tǒng)進(jìn)行進(jìn)一步驗(yàn)證。

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