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1、 排气系统共振特性计算及结构优化 彭森 华晨汽车工程研究院，110141 摘摘 要要 通过一个 NVH 问题的解决，介绍一种汽客车排气系统共振的计算方法。首先根据实客车测试数据判断振动发生时对应发动机转速，然后模拟计算该排气系统实客车工况下自身固有频率，同时分析共振产生原因，最后调整排气系统结构提升频率，规避常用转速区间的共振发生。 关键词关键词 排气共振，数据分析，结构优化 Exhaust System Sympathetic Vibration Analysis and Structure Optimized Pengsen Brilliance Auto Engineering Rese
2、arch Institute, 110141 Abstract Put forward a way to analyse exhaust system vibration through solving a NVH problem. Firstly, analysis the road-test data to find which engine rotated-velocity make vibration happen. Then, to calculate its inherent frequency under the work-state simulated. Thirdly, su
3、rvey the reason why sympathetic vibration happened. Finally, adjust the structure of exhaust system to avoid corresponding sympathetic vibration happening. Keyword Exhaust system Sympathetic Vibration, Analysis road-data, optimization Structure. 1 前言 排气系统的性能不仅对整车功率和排放有影响，而且由于排气系统的冲击振动所导致 的整车噪声问题更加突出
4、。 因此排气系统的振动一直是 NVH 考察的重要部分。 文章对某国 产客车排气系统的 NVH 问题进行分析， 得到一套计算排气系统共振的方法并且提供解决途 径，为解决类似的振动问题提供了借鉴。 2 问题描述及分析 正文在某国产客车匹配发动机项目的 NVH 评价中，当发动机转数在 3500rpm 时，出 现驾驶舱内轰鸣现象。主观评价判断轰鸣声源处在排气系统尾管部分。前期开展一系列的 工作后，初步排除噪音源起消音器中后消消音不利。所以主要着手从排气系统的振动导致 客车厢振动引起的噪音角度去调察原因。 相关部门对排气系统各个悬挂点即吊架的受力进行了实客车测试，共测试 6 组数据分 别是该排气系统的三
5、组吊架悬前以及三组吊架悬后的实车路谱， 对比测试结果后综合分析， 数据显示排气系统悬后尾部吊架在 3500rpm 时垂直方向受力过大，与问题现象描述吻合。 图 1 后消吊架垂直方向受力曲线 显然该客车排气系统尾部吊架在发动机 3500rpm 的激励下，产生了剧烈振动，如图 1。 为了判断是否该处产生共振，需要进一步计算分析问题。 3 问题描述及分析 3.1 排气系统网格建立 利用该国产车排气系统数模，使用 Hypermesh 软件对数模进行网格划分，其网格模型 情况如图 2 所示。 图 2 排气系统模型网格划分 3.2 模型计算校准 为后续计算准确，有必要使排气系统网格模型物理特性逼近真实排气
6、系统。那么就要 对模型自由振动模态进行运算，与试验数据进行比对，目的旨在确定网格模型物理特性是 否与实际排气系统相近。 经过自由模态振动计算，可以得出排气模型一系列的固有频率值，以及各个频率对应 的振形情况。与试验结果相比较，频率数值越相近，相近的频率所对应振形越相同，证明 模型的仿真度越高，见表 1。 表 1 自由模态计算数据与实验数据对比 振动形态 计算频率 （Hz） 试验频率 （Hz） 第一阶 Z 向弯曲 14.269 15.03 前管 Z 向弯曲与后消扭转 58.749 55.28 第一阶 X 方向扭转 94.584 90.20 整体扭转与后吊架的局部振动 105.36 102.55
7、后吊架的局部振动 117.22 X 方向扭转 135.78 127.61 X 方向扭转 189.92 对比后，可知以上提及的模型仿真度很高，该模型可以用于后续计算。如果模型与试 验结果差距很大，应该调整模型，必要时考虑重新划分网格，直到模型计算值与实验值相 近为止。 3.3 排气系统解耦计算 模型校准结束后，我们需要计算实车加装状态下排气固有频率，为此需要附加连接动 力总成实车状态以及排气系统安装的状态，就是所谓的解耦状态。模拟实车解耦状态的固 有频率需要对模型进一步前处理定义：定义质点重量和主惯性矩模拟发动机和变速器的物 理状态、加载悬置和吊耳约束、前催球法兰约束。加载状态应符合真实排气系统
8、工作工况 约束。 图 3 排气系统解耦约束加载 在加载状态下计算， 对比加载解耦状态下排气系统的固有频率与自由状态有很大区别， 见表 2。 表 2 工况约束下排气固有频率 加载情况下排气振动形态 计算频率 （Hz） 第一阶 Y 向弯曲 3.656 第一阶 Z 向弯曲 5.810 第一阶 X 向弯曲 7.773 前管 Z 向弯曲与后消扭转 8.578 整体扭转与后吊架的局部振动 12.96 13.67 后吊架的局部振动 19.40 后吊架的局部振动 24.57 X 方向扭转 60.15 对于排气系统而言，发动机发火频率即为主要外界激振力频率。由于该 1.5L 系列发动 机是 4 缸机，当发动机
9、3500rpm 时，其外界激励力频率为： 3500n=2=116.7Hz60 利用上述模型计算，结果显示在 117.2Hz 时，排气系统后消吊架产生振动且方向为与 路面方向垂直，与路谱吻合。 可以判断在 3500rpm 时，发动机产生的激励导致后消吊架发生共振。 4 结构优化调整 参照保时捷工程公司曾经参与设计的排气系统，在排气系统后吊架添加 J 字型吊架， 借以加固排气尾管根部位置，该方案有两点优势：其一、结构简单方便，焊接添加 J 字型 吊架，避免重新设计排气新开模具。其二，吊架位置便于安排，方便调整尾管根部加固位 置。排气吊架结构调整示意图见图 4。 图 4 调整后吊架结构形式 通过计算
10、， 排气尾管结构改进后的固有频率提升至 402.889Hz。 成功规避开发动机工作 时产生 20Hz250Hz 的激励共振区间，从而解决了客车厢内轰鸣问题。振动形态见图 5。 图 5 调整后吊架在 402.889Hz 时振动形式 通过样件实车搭载验证，驾驶舱内轰鸣明显减弱，方案有效而且可行。 5 结论 通过上述论述和计算我们可以得出结论：1.通过这种方法，排气系统的振动问题以及 由振动引起的问题可以借鉴这种分析途径找到问题根源。2.排气系统部分结构的调整可以 规避共振，提高或降低固有频率，从而解决 NVH 问题。 参考文献参考文献 1 闻邦椿等. 机械振动学M. 北京:冶金工业出版社,2006 2 余志生等. 汽车振动与噪声控制M. 北京:人民交通出版社,2005 3 龚曙光等. ANSYS 操作命令与参数化编程M. 北京:机械工业出版社,2004 4 上官文斌,黄志等. 汽车排气系统吊耳动刚度优化方法的研究J. 振动与冲击,2010 年第一期 5 侯献军,刘志恩等. 汽车排气系统静力学计算及模态分析J. 设计计算研究,2010 年第一期. 6 沈渡,丁渭平等. 汽车排气系统疲劳耐久性的 CAE 分析研究J. 设计计算研究,2010 年第六期
