Altair 2015技术大会论文集
若某区域的模态应变能越高，则说明该区域越容易被激振起来，其结构响应越弱。对系统局部结构进行刚度优化，分散集中的能量分布，可以强化系统结构改变其固有特性。
针对原排气系统第三阶26.46Hz模态，计算其模态应变能分布图如下，能量集中最大的位置在前消声器后的弯管处，如图3-1：
图3-1 模态应变能
方案一主要改进方式是在能量集中的前消后方弯管处焊接一块钢板，加强该处结构分散集中的能量，提高该阶模态频率，达到避开共振区间的效果。结构局部优化如图3-2，优化后模态应变能与结构振型分别如图3-3和图3-4，模态计算结果与原方案对比如表3-1。
图3-2 局部优化 图3-3 优化后的模态应变能 图3-4 优化方案一结构振型
表3-1 模态优化结果对比
模态频率/(Hz) 阶次 原方案 1 2 3 4 5 17.20 18.76 26.46 30.52 34.33 方案一 17.66 19.82 29.06 31.27 35.60 方案二 17.44 19.07 28.83 31.11 35.27 方案三 17.86 19.7 29.21 34.25 38.07 y向弯曲 z向弯曲 x轴扭转 y向弯曲 z向弯曲 振型说明 采用方案一的改进结构，各阶模态频率均有不同程度的提高，其中原方案中危险频率从26.46Hz提高至29.06Hz，增加了约2.6Hz。虽然并未改变系统振型，但有望降低原排气系统的怠速共振、解决噪声问题。
3.2 方案二：局部振型控制
针对原排气系统第八阶26.46Hz模态振型，注意到其最大扭转位置发生在主消声器处，对该阶局部振型进行控制有望改变该阶模态。其局部振型如图3-5：
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图3-5 局部振型 图3-6 吊钩移动60mm
基于对底盘空间的考虑，将主消声器前的吊钩向模态振型较大的的位置移动60mm（车身上的吊钩固定位置不变），见图3-6。该改进方案提高了该处的扭转刚度，优化后模态计算结果如表3-1，振型如图3-7。
图3-7 优化方案二的结构振型
该方案下除第三阶模态频率提高显著外，其他模态提高不明显，主要是因为该方案只针对危险模态做出的局部振型优化，对其他不同振型的模态影响较小。原方案中危险频率26.46Hz提高至28.83Hz，增加了约2.17Hz，处于发动机怠速共振频率区间外。方案二虽然也并未改变系统振型，但改变局部振型应能解决怠速共振噪声问题。
3.3 方案三：系统刚度控制
将前后消中间排气管路管径由原来48mm改为52mm，管径增加以后，系统结构刚度有所提升，原扭转模态频率会得到一定程度的提升。优化后模态计算结果如表3-1，振型如图3-8。
改变管径后，各阶模态频率值相对于其他改进方案都发生了较大改变。原方案中危险频率从26.46Hz提高至29.21Hz，增加了约2.75Hz。该方案也未能改变系统振型，但频率的提高对避免怠速共振的产生是有帮助的。
图3-8 优化方案三结构振型
4 实车噪声测试研究
4.1试验概况
4.1.1 测试环境与测试设备
实车测试排气噪声的场地选择在郊外新修的柏油公路上，地势开阔、行人和车量稀少、路况良好、背景噪声低、且有较长直道可进行急加速排气噪声的测试。
噪声测试主要设备如下。
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表4-1测试设备
名称 模态力锤 三向加速度传感器 数据采集系统 测试软件 传声器 4.1.2 测试工况
主要测试工况是怠速工况，分别测试排气噪声、车内前排驾驶员右耳处噪声和后排中间部位噪声。同时为了验证改进方案对急加速工况排气噪声的影响，还进行了二档全油门急加速、三档全油门急加速噪声测试。试验样车、测试设备如下图4-1：
型号 PCB:086C03 PCB:356A25 LMS_Scm05 LMS Test.Lab 12A PCB:378B02 备注 产生激励信号 拾取响应信号 采集响应信号 信号采集处理
（a）试验样车 （b）测试设备
图4-1测试环境与测试设备
4.2 试验数据评价
测试结果整理如下表4-2。
表4-2优化方案怠速噪声测试结果 优化方案 原方案测试值 测试值 方案一 优化幅度 测试值 方案二 优化幅度 测试值 方案三 优化幅度 0.5 0.6 0.9 方案一在模态应变能聚集处焊接钢板的做法效果良好，降低尾管噪声1.9dB，车内前、后排噪声改善幅度较小。
1.0 41.3 1.5 41.1 3.2 57.9 0.7 40.8 0.5 40.2 1.9 55.6 前排 41.8 41.1 噪声值/dBA 后排 41.7 41.2 尾管 58.8 56.9 - 7 -
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方案二通过移动主消前端吊钩位置实现对局部振型的控制来降低排气噪声的改进方法效果明显。尾管噪声降低了3.2dB，车内噪声值也下降了超过1dB。根据表3-1可知，该方案实际提高系统固有频率值是最小的，但是对排气噪声的控制效果确是最好的。说明在改变排气系统固有频率时，对引起排气噪声具有较大辐射面积的区域进行振型控制，能够更有效的降低排气噪声幅值。
方案三为了提高排气系统整体刚度，将排气管道直径由原来的48mm增加到52mm ，各测点噪声值均有小幅度的提高，但优化幅值低于前两个方案。该方案三虽然提高了系统频率，但改变系统刚度对振型发生处的振动控制并不显著。
图4-2 优化方案总阶次噪声测试结果
针对怠速噪声进行优化后，实车测试结果验证整个排气系统的噪声并没有发生恶化，各方案噪声水平均有小幅度的提升。各方案总的阶次噪声图如图4-2。
综上，各方案测试数据表明，针对排气系统怠速共振所进行的优化方向是正确有效的。其中方案二局部振型控制（移动吊钩）效果显著，最大噪声降低幅值为3.2dB，测点噪声值平均降幅为1.9dB。
4.3优化方案结果分析
优化发案的基本思想相同，即避开发动机怠速共振，但对比上节实验结果发现实际效果之间存在明显差距。针对上述问题对排气系统做振动响应分析，以此讨论个方案对系统振动的振动控制效果差异。
计算分析优化前后沿主消振型方向三个点的位移响应如图4-3。在主消振型方向上从前向后依次定义三个节点，编号1000001、1000002、1000003（下文简称节点1、节点2、节点3），计算此节点的位移响应，判断优化前后系统的振动情况。
图4-3 动力学分析模型
分析模型如图4-3。建立动力总成简易模型将发动机的激励简化成振幅为100N?m带宽为0~200Hz，方向绕整车坐标系Y轴的扭矩，作用点选取动力总成质心点。动力总成的悬置及排
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