基于模態分析的消聲器支架結構優化分析

姚冬磊 谷孝海 賈帥帥 周長飛 張長城

摘要：針對某型柴油機消聲器支架共振使排氣接管產生斷裂的問題，對比分析優化前后兩種消聲器支架系統，通過仿真分析計算出優化后消聲器支架系統的模態，通過模態試驗測量優化后消聲器支架系統的模態，并與仿真結果進行對比分析，同時對比分析優化前后消聲器支架系統消聲器本體的振動烈度，得到優化后結構優于原結構的結論。

Abstract： Aiming at the problem of exhaust pipe fracture caused by muffler bracket resonance of a diesel engine， two kinds of muffler bracket systems before and after optimization are compared and analyzed. The mode of the optimized muffler bracket system is calculated through simulation analysis. The mode of the optimized muffler bracket system is measured through modal test and compared with the simulation results， At the same time， the vibration intensity of the muffler body before and after optimization is compared and analyzed， and the conclusion that the optimized structure is better than the original structure is obtained.

關鍵詞：模態分析;NVH;結構優化;柴油機

Key words： modal analysis;NVH;structure optimization;diesel engine

中圖分類號：U464.134.4? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?文獻標識碼：A? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? 文章編號：1674-957X（2021）20-0074-03

0? 引言

消聲器支架作為柴油機系統不可或缺的重要零部件之一，起著連接柴油機與消聲器的作用，它可以有效降低發動機傳遞到消聲器的振動，使消聲器正常工作。車輛在行駛過程中，受發動機自身振動的影響，發動機排出的氣體產生脈動壓力激勵和車架振動激勵等，使與消聲器連接的排氣接管容易產生疲勞斷裂故障[1-2]。消聲器在工作過程中受到來自不同方向的激勵，垂直方向主要來自車輛行駛過程中路面的激勵與發動機上下的激勵。左右方向的激勵是由于發動機扭轉力矩產生，前后方向的激勵主要來自車輛的加速與止動，當發動機的激勵頻率與消聲器總成的固有頻率相近時，會造成消聲器產生共振，使零部件失效[3-4]。

本文以某型號柴油機消聲器支架因設計不合理導致排氣尾管斷裂為研究對象，以NVH角度分析消聲器支架結構優化前后性能，為優化后消聲器結構的合理性提供理論依據。優化前后的消聲器結構如圖1所示。

1? 消聲器支架模態仿真分析

模態分析是研究機械結構動力特性振動分析和動態優化設計的常用方法。解析模態分析是在確定結構幾何形狀、材料特征、邊界條件的基礎上把結構的質量分布、剛度分布和阻尼分布分別用質量矩陣、剛度矩陣和阻尼矩陣表示出來，最后再確定系統的模態參數的固有頻率、阻尼系數、模態振型。這些模態參數可以完整地描述系統的動力學特性[5]。

模態分析及模態測試的研究成果已經被廣泛運用于工程機械設備及其零部件的振動控制中，且對機械設備進行模態分析，能得到所研究結構的模態固有屬性（固有頻率、振型及阻尼比）。為了使得該結構的固有頻率能避開激勵頻率，通常可以通過避免共振，來有效控制結構的振動。而通過振型的分析，能有效發現結構的振動薄弱位置，繼而可以對其結構進行優化設計，以減小其相對振動的產生。

模態仿真分析的邊界與輸入直接影響仿真結果的精度與準確性。以下對本文進行的仿真分析輸入進行說明。

1.1 網格劃分? 本文將增壓器、排氣歧管、支架、支撐塊等零部件使用二階四面體單元，消聲器、排氣接管、排氣尾管等使用殼單元，考察件平均網格大小為4mm，非考察見平均網格大小5-6mm。有限元模型如圖2所示。

1.2 零部件材料及輸入參數? 本文在進行消聲器支架模態仿真分析時各零部件的參數輸入如表1、表2所示。

1.3 仿真分析結果? 通過上述的網格劃分與參數輸入，優化后的消聲器支架結構的模態分析結果如圖3所示。消聲器支架系統模態數值計算結果及振型描述如表3所示：消聲器支架系統的一階模態為99Hz，振型為消聲器前后的擺動;消聲器支架系統的二階模態為145Hz，振型為消聲器的左右擺動。一般規定消聲器支架固有頻率應大于等于80Hz，且主振型方向應沿曲軸中心線方向。通過仿真結果可知，優化后的消聲器系統滿足要求。

2? 試驗分析

為了驗證仿真結果的準確性，對比分析優化前后消聲器支架系統的性能，本文分別對優化前后的消聲器支架系統進行了模態試驗。

2.1 模態試驗

本文在進行消聲器支架系統模態分析時，傳感器的安裝位置如圖4所示。分別在飛輪端懸置處、自由端懸置處、消聲器支架連接處與消聲器本體安裝測點。

為了測試消聲器支架系統的模態，本文通過測量發動機的原地升速與原地熄火振動計算消聲器支架系統的模態。

2.2 優化后消聲器支架系統模態分析

首先明確模態試驗的坐標方向：從發動機飛輪端指向自由端為X軸正向，垂直向上為Z軸正向，右手法則確定Y軸正向。優化后的消聲器系統模態試驗結果如表4所示，模態振型如圖5、圖6所示。試驗結果表明，優化后的消聲器支架系統的一階模態頻率為95.23Hz，與仿真結果的誤差為4%;二階模態頻率為160.12Hz，與仿真結果的誤差為9%。

2.3 優化前后消聲器支架系統試驗對比分析

本文主要測試了發動機在原地升速工況與原地熄火工況的優化前后消聲器支架系統的振動烈度，試驗結果如圖7、圖8所示。原地升速工況下原結構消聲器本體的振動烈度最大為160mm/s，優化后消聲器本體的振動烈度最大為110mm/s，振動烈度降低了31%。原地熄火工況下原結構消聲器本體的振動烈度為132mm/s，優化后消聲器本體的振動烈度為68mm/s，振動烈度降低了48.5%。

試驗結果表明：優化后消聲器支架系統降低消聲器的振動烈度效果顯著，優化后的消聲器支架系統優于原結構。

參考文獻：

[1]杜曉平，尤國權，劉安寧.運用CAE分析技術解決拖拉機消聲器斷裂問題[J].農業裝備與車輛工程，2008（08）：37-41.

[2]王玉帥，樊文欣，李康.某圓形消聲器模態及動力學有限元分析[J].汽車實用技術，2015（01）：43-45.

[3]凌文曙.基于ADAMS的消聲器振動耐久性分析[J].機械工程師，2008（08）：69-71.

[4]李惠彬.振動理論與工程運用[M].北京：北京理工大學出版社，2006：207-208.

[5]沃德·海倫·斯蒂芬·拉門茲，波爾·薩斯.白化同，郭繼忠，譯.模態分析理論與實驗[M].北京：北京理工大學出版社，2001.