刘志恩 - 改善车辆怠速噪声的排气系统结构优化方法

Altair 2015技术大会论文集

改善车辆怠速噪声的排气系统结构优化方法 Structure Optimization of the Exhaust System

to Improve Vehicle Idling Noise

刘志恩1,2，陈亚军1，张焰1，肖生浩1，杜松泽1

(1.武汉理工大学汽车工程学院, 湖北 武汉 430070;

2.现代汽车零部件技术湖北省重点实验室, 湖北 武汉 430070)

摘 要：某乘用车排气系统声品质优化过程中,针对怠速工况下轻微抖动和噪声值偏大的问题，

利用HyperWorks对系统模态进行有限元分析和试验测试研究。提出了模态应变能控制、局部振型控制和系统刚度控制三种结构改进方法，获得了怠速共振引起系统振动噪声过大问题的一般解决方案。结合各方案仿真分析和实车测试结果，对比了三种改进方案的优劣，证明局部振型控制方案效果显著，使怠速时排气噪声下降3.2dB，有效解决了原车排气系统怠速噪声过大的问题。

关键字：HyperWorks，排气系统，怠速共振，模态应变能，噪声测试

Abstract：During the process of acoustic quality optimization of a passenger car exhaust

system, finite element analysis and test research were going on while the problem of slight jitter and noise were found at the idle condition. The optimization methods of the modal strain energy, control of local mode vibration and system stiffness were carried out by giving general solutions to problems of vibration and noise caused by idling resonance. Combining the results of simulation analysis and the real vehicle test, it was proved the method of local mode vibration control was most effective and the exhaust noise declined 3.2dB at idle condition among the three kinds optimization. The noise problem of the original car exhaust was solved effectively.

Key words：Exhaust System, Idling Resonance, Modal Strain Energy, Noise Test

0 前言

随着对整车NVH性能要求的不断提高，排气系统作为车辆不可或缺的组成部分，其振动和噪声控制得到愈来愈多的关注[1]。本文在对某乘用车进行声品质优化时，发现该车型怠速工况下排气系统存在轻微抖动，排气噪声测试值过大的问题。分析其原因为排气系统固有频率与发动机的怠速振动频率相接近，引起了排气系统共振。

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考虑到车身底盘布置形式已确定，本文以排气系统小改动、底盘布置不变或少变为原则，从排气系统的振动特性出发查找噪声优化的解决方法和优化方案。通过模态应变能控制、局部振型控制和系统刚度控制三种结构改进方法提出优化方案，经实车测试完成最终验证，优化后明显改善原排气系统噪声问题。

1 弹性系统的振动方程

对于具有n个自由度的弹性系统的有限元振动方程为[3,4]：

[M]{x}?[C]{x}?[K]{x}?{f(t)} （1.1）

[M]、[C]、[K]分别系统的质量矩阵、阻尼矩阵和刚度矩阵，[M]、[K]都是正定的，

且与系统的材料和形状有关；x为位移；f(t)为作用力。

在自由振动中，f(t)?0。一般因系统结构阻尼较小，对结构固有频率和振型影响很小，通常忽略不计。因此，系统的无阻尼自由振动运动方程为：

[M]{x}?[K]{x}?0 （1.2）

在此情况下，结构的固有频率与振型计算问题就转化为求解方程的特征值与特征向量问题。系统的自由振动方程式是二阶常系数微分方程组。设各个位移分量作同相位的简谐振动，即

（?t??） {x}?{X}sin （1.3）

?为圆频率；{X}?[X1,X2,X3,???Xn]T是振幅向量；?为初相位。将式（1.2）代入式（1.3）

得到代数方程组：

([K]??2[M]){X}?0 （1.4）

这就是广义特征问题。([K]??[M])称为特征矩阵。式（1.4）有非零解的充要条件是它的特征矩阵的行列式为零。

22排气系统有限元模态分析

2.1 有限元模型的建立

本文的排气系统由以下几部分组成：波纹管、三元催化转化器、前置消声器、后置消声器、排气管道、吊钩和橡胶吊耳。材料参数如表2-1

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表2-1 材料参数

零部件 管道、消声器、催化器 材料 弹性模量/MPa 泊松比 密度/kg/???3 409L 2.06?105 0.3 7700 法兰、吊钩 Q235 2.1?105 0.3 7850 用Abaqus作为有限元求解器， HyperMesh作为前处理软件对排气系统结构进行网格离散，单元尺寸为4mm，单元总数约为9万个。

其中，波纹管用无阻尼零长度Spring2弹簧单元模拟，在几何中心加载波纹管质量；三元催化器外部采用四边形壳单元S4R，催化器载体的体积质量为0.6kg/L；各处连接法兰以体单元C3D8R划分；前、后消声器按照其具体内部结构，用包含四边形单元S4R和三角形单元S3的壳单元划分；排气管道直接以四边形壳单元S4R画出；吊钩处的橡胶悬置用弹簧单元Spring2模拟；焊接部分用一层四边形S4R单元表示；各处法兰的连接螺栓用MPC进行简化处理。排气系统的有限元模型建立如图2-1。

（a）波纹管的简化处理 （b）焊接单元与螺栓连接 （c）排气系统有限元模型

图2-1 有限元前处理

2.2 模态仿真计算与试验验证

本乘用车发动机为四缸四冲程汽油机，怠速转速为800r/min，由此知发动机怠速激励频率为26.67Hz。

首先对原方案排气系统进行有限元约束模态分析。依据实车布置对排气系统法兰端面和各橡胶吊耳上端进行六自由度零位移约束。计算获得的原方案排气系统模态频率如表2-2。

表2-2 原排气系统模态结果对比

阶次 1 2 3 4 仿真模态/(Hz) 17.20 18.76 26.46 30.52 - 3 -

试验模态/(Hz) 17.1 19.0 26.8 31.1 差值/(Hz) 0.1 -0.24 -0.34 -0.48 Altair 2015技术大会论文集

5 34.33 33.8 -0.47 为了验证有限元模型的准确性，在整车安装状态下对原排气系统进行模态试验[5]。 采用多点输入单点输出的测试方法，在实车安装状态下对排气系统进行多点锤击激励，通过激振力和响应信号的收集处理，用LMS Test.Lab软件对频响函数进行拟合，识别排气系统的模态参数完成排气系统的试验模态分析。试验设备列表见表4-1。

（a）加速度传感器图 （b） LMS数采前端 （c）实车测试

图2-2 试验主要设备

试验结果见表2-2。除去局部模态，仿真模态与试验结果对比吻合度较好，有限元模型基本正确，可做分析研究之用。

该排气系统原方案仿真模态第三阶26.46Hz为危险频率，处于发动机怠速激励区间。该排气系统会在发动机怠速时产生共振，使得该工况下噪声偏大。该阶振型为绕X轴的扭转振动，如图2-3：

图2-3 26.46Hz模态振型

3 排气系统结构改进方法

本文研究车型车身底盘结果形式已经确定，若是大范围大数量的移动吊钩，必然需要重新布置底盘空间，为改进方案的实施带来困难。

针对排气系统固有频率与发动机怠速激励频率相接近时引起的系统怠速共振问题，提出了模态应变能控制、局部振型控制和系统刚度控制三种结构改进方法以避开发动机怠速共振频率，达到降低振动减小噪声的目的。

3.1 方案一：模态应变能

在进行排气系统模态分析的同时计算其模态应变能。在模态分析中，第i阶模态的第j单元的模态应变能（MSE）定义为[6,7]：

MSEij???i???Kj????i? （3.1）

式中，??i?为第i阶模态的振型；??Kj??为j单元刚度矩阵。

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