王 兵，黃國鵬，雷 鵬，歐欣然

基于振動測試的消聲器支架斷裂分析及改進(jìn)

王 兵，黃國鵬，雷 鵬，歐欣然

（隆鑫通用動力股份有限公司技術(shù)中心，重慶 400052）

某車輛在路試8 200 km出現(xiàn)了消聲器支架斷裂的問題，文章從噪聲、振動與聲振粗糙度（NVH）的角度通過科學(xué)的振動測試分析，確定了消聲器支架斷裂的原因，提出了改善車輛振動的具體整改方案。經(jīng)整改優(yōu)化驗(yàn)證，車輛消聲器支架加速度幅值降低了60%，同時通過了20 000 km的道路耐久性試驗(yàn)，證明了整改方案的經(jīng)濟(jì)性和實(shí)用性。文章的分析及改進(jìn)方法可為車輛消聲器設(shè)計(jì)的同類振動問題的解決提供指導(dǎo)依據(jù)。

消聲器支架；支架斷裂；振動測試；NVH性能

消聲器支架作為排氣系統(tǒng)總成的一個重要零部件，其作用是連接消聲器筒體和發(fā)動機(jī)及車架，同時能降低發(fā)動機(jī)傳遞過來的振動，其結(jié)構(gòu)的可靠性是產(chǎn)品品質(zhì)的標(biāo)志之一。車輛在實(shí)際使用過程中，受發(fā)動機(jī)振動所產(chǎn)生的激勵以及排氣的氣體脈動壓力激勵和車架振動激勵等因素的影響，消聲器支架焊接處易發(fā)生因疲勞而斷裂的故障，從而會引發(fā)質(zhì)量缺陷問題和用戶的不滿[1-2]，消聲器在實(shí)際工作過程中受到來自不同方向的激勵，其中垂直方向的激勵主要是車輛行駛過程中來自路面的激勵和發(fā)動機(jī)的上下振動，左右方向激勵是由于轉(zhuǎn)彎和發(fā)動機(jī)扭轉(zhuǎn)力矩，前后方向的激勵來自車輛的加速和制動。相對而言，垂直方向的激勵機(jī)會較多[3]。尤其當(dāng)發(fā)動機(jī)的激振頻率與消聲器總成的固有頻率相等或相近時，消聲器振動會因此放大，進(jìn)而產(chǎn)生較大的振動動態(tài)響應(yīng)，并隨之產(chǎn)生較大的動態(tài)應(yīng)力[4-5]，會造成消聲器總成在發(fā)動機(jī)激勵作用下發(fā)生共振，加大消聲器焊縫連接處應(yīng)力集中，從而導(dǎo)致消聲器斷裂。同時排氣系統(tǒng)的廢氣也會以脈沖壓力作用在排氣系統(tǒng)的管壁上，激發(fā)彈性構(gòu)件發(fā)生振動。如果構(gòu)件的自振頻率與氣體壓力的脈動頻率一致，將發(fā)生強(qiáng)烈共振導(dǎo)致消聲器斷裂。

某方案樣車車輛在道路試驗(yàn)階段，試驗(yàn)車輛在8 200 km左右出現(xiàn)消聲器支架斷裂問題，如圖1所示，給整個車輛的駕乘帶來了較大的安全隱患。為了找到根本原因進(jìn)而解決該問題，利用振動問題的測試方法，從傳遞路徑角度對消聲器連接結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)改進(jìn)。本文從振動理論出發(fā)，關(guān)鍵控制技術(shù)路線為基于LMS Test.Lab測試系統(tǒng)對消聲器支架進(jìn)行振動測試，根據(jù)后處理得到的振動幅值曲線描述其振動特征；結(jié)合振動測試結(jié)果，找出消聲器支架斷裂的原因，并根據(jù)振動理論，有針對性地提出了通過增加T型橡膠的方式對消聲器支架的連接進(jìn)行改進(jìn)；最終通過對手工樣件裝配的樣車進(jìn)行臺架測試和道路耐久試驗(yàn)驗(yàn)證，檢驗(yàn)設(shè)計(jì)方案的振動抑制成果，從根本上解決了消聲器支架斷裂問題。本文研究的內(nèi)容和設(shè)計(jì)方案經(jīng)濟(jì)有效，可為后續(xù)平臺項(xiàng)目提供借鑒參考。

圖1 消聲器支架斷裂件

1 振動測試分析

1.1 消聲器支架振動測試

為了能夠更加準(zhǔn)確地找出消聲器支架斷裂的根本原因，對消聲器支架端即圖1所示斷裂位置進(jìn)行了振動測試[6]。測試所用儀器是西門子的LMS振動與噪聲測試系統(tǒng)，測試傳感器采用的PCB公司的三向加速度傳感器，加速度傳感器靈敏度為25 mV/g。根據(jù)振動測試的需求，首先需要設(shè)定采樣頻率，由奈奎斯特定理可知，為了能夠使得采樣后完整呈現(xiàn)原始采集信號，在實(shí)際的應(yīng)用場景中通常規(guī)定采樣頻率高于關(guān)注頻率的2倍。對于消聲器支架而言，一般關(guān)注的頻率為1 024 Hz，因此測試采樣頻率設(shè)定為2 048 Hz，分辨率設(shè)定為0.5 Hz，采集信號選用漢寧窗函數(shù)，以減少能量泄漏誤差。臺架上對試樣樣車的發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速從2 000～8 000 r/min怠速升速過程，采集測點(diǎn)相應(yīng)方向的加速度信號，以模擬車輛更加貼近實(shí)際道路的工況。加速度傳感器方向定義按照整車前后方向?yàn)橄?，整車左右方向?yàn)橄?，整車上下方向?yàn)橄颍瑴y點(diǎn)的位置如圖2所示。

圖2 消聲器支架振動測點(diǎn)布置

1.2 原狀態(tài)測試結(jié)果分析

通過LMS Test.Lab Signature模塊對消聲器支架進(jìn)行測試得到消聲器支架原狀態(tài)的振動加速度瀑布圖。從圖3－圖5中可以得到，消聲器支架方向振動存在明顯的共振特征，共振特征頻率集中在254 Hz及298 Hz附近。從消聲器支架振動加速度瀑布圖進(jìn)行階次切片處理（因篇幅原因僅展示向）得到消聲器支架向頻譜如圖6所示。從圖6可以看出消聲器支架振動出現(xiàn)的峰值轉(zhuǎn)速6 000 r/min及6 988 r/min附近所對應(yīng)的頻率為254 Hz及298 Hz，主要為2.5階及3階成分。

圖3 原狀態(tài)消聲器支架X向加速度瀑布圖

圖4 原狀態(tài)消聲器支架Z向加速度瀑布圖

圖5 原狀態(tài)消聲器支架Y向加速度瀑布圖

圖6 原狀態(tài)消聲器支架Z向加速度階次圖

2 優(yōu)化方案

通過上述分析可知，消聲器支架斷裂的主要原因是消聲器本身的固有頻率與發(fā)動機(jī)激勵頻率接近而引起消聲器共振導(dǎo)致消聲器的斷裂。對于共振問題的解決通常的方法：一是采用改變剛度和質(zhì)量來改變頻率比實(shí)現(xiàn)移頻，以避開發(fā)動機(jī)振動源的常用工作轉(zhuǎn)速區(qū)間；二是通過改變阻尼比的方式來衰減共振幅值，以達(dá)到減振目的。本文研究的車型已經(jīng)量產(chǎn)上市，可改動地方受限，因此，采用第二種方式即通過在軸套上增加T型橡膠（邵氏A硬度：45±5度；拉伸強(qiáng)度最?。?0 MPa；拉伸永久變形最大不超過15%）的柔性連接方式來改變阻尼比，從而實(shí)現(xiàn)降低共振幅值，如圖7所示。

圖7 整改方案（軸套增加T型橡膠）

3 優(yōu)化方案試驗(yàn)驗(yàn)證

對改進(jìn)后的消聲器支架進(jìn)行怠速升速工況振動測試。對比改進(jìn)前后怠速升速轉(zhuǎn)速工況下的消聲器支架、、方向振動加速度瀑布圖，結(jié)果如圖8－圖11所示，從圖中可以看出，原狀態(tài)消聲器支架在250 Hz及296 Hz附近存在明顯共振特征，振動能量集中，整改后250 Hz及296 Hz附近共振能量明顯降低。圖12為整改方案后的消聲器支架向加速度階次切片頻譜對比?？梢钥闯?，在采用整改方案后，之前的振動峰值有明顯改善，且方案樣車在250 Hz及296 Hz附近的振動能量明顯降低或消除。根據(jù)優(yōu)化方案的分析結(jié)果，跟蹤的5個車輛消聲器樣本，并持續(xù)跟蹤車輛的20 000 km道路耐久試驗(yàn)，均未發(fā)現(xiàn)有消聲器支架開裂的問題。因此，排氣系統(tǒng)消聲器支架開裂問題得到徹底解決，說明本文采取的改進(jìn)方法有效[7]。

圖8 優(yōu)化前后消聲器支架X向加速度瀑布對比圖

圖10 優(yōu)化前后消聲器支架Y向加速度瀑布對比圖

4 結(jié)論

本文應(yīng)用LMS Test.Lab17A測試分析系統(tǒng)，從噪聲、振動與聲振粗糙度的角度出發(fā)對某車輛消聲器斷裂問題進(jìn)行分析，找到了導(dǎo)致消聲器斷裂的根本原因，并提出了整改方案，通過振動試驗(yàn)測試驗(yàn)證，原狀態(tài)的共振能量明顯降低或消除，向加速度階次曲線振幅降低了60%，同時車輛最終完成了20 000 km的道路耐久試驗(yàn)，未出現(xiàn)消聲器支架斷裂問題，達(dá)到了既定的目標(biāo)要求，因此，對出現(xiàn)斷裂問題的消聲器進(jìn)行的改進(jìn)措施是合理的，同時該分析方法及整改方案科學(xué)、有效且簡單易用，已經(jīng)修改技術(shù)方案并完成前期量產(chǎn)車臺數(shù)的應(yīng)用方案替換，通過從后期的發(fā)現(xiàn)問題到整改問題逐漸轉(zhuǎn)變到從工程設(shè)計(jì)階段甚至概念設(shè)計(jì)階段就進(jìn)行提前設(shè)計(jì)預(yù)防的數(shù)字樣車技術(shù)檢查，對后續(xù)的工程項(xiàng)目應(yīng)用有一定的借鑒和幫助。

[1] 杜曉平,尤國權(quán),劉安寧.運(yùn)用CAE分析技術(shù)解決拖拉機(jī)消聲器斷裂問題[J].農(nóng)業(yè)裝備與車輛工程,2008 (8):37-41.

[2] 王玉帥,樊文欣,李康.某圓形消聲器模態(tài)及動力學(xué)有限元分析[J].汽車實(shí)用技術(shù),2015,40(1):43-45.

[3] 凌文曙.基于ADAMS的消聲器振動耐久性分析[J].機(jī)械工程師,2008(8):69-71.

[4] 李惠彬.振動理論與工程運(yùn)用[M].北京:北京理工大學(xué)出版社,2006:207-208.

[5] 譚達(dá)明.內(nèi)燃機(jī)振動控制[M].成都:西南交通大學(xué)出版社,1993.

[6] 厲凌云.某型主機(jī)滑油管系異常振動原因分析及對策[J].中國造船,2004(6):41-42.

[7] 劉興鑫,趙衛(wèi)東,張少波.挖掘機(jī)排氣系統(tǒng)支架斷裂原因分析與改進(jìn)[J].建筑機(jī)械,2022(2):124-128.

Fracture Analysis and Improvement of Muffler Bracket Based on Vibration Test

WANG Bing, HUANG Guopeng, LEI Peng, OU Xinran

( LONCIN Motor Company Limited Technology Center, Chongqing 400052, China )

The muffler bracket of a motorcycle broke during the 8200km road test. This paper through scientific vibration test and analysis from the perspective of noise,vibration,harshness(NVH), determines the cause of the muffler bracket fracture, and puts forward specific rectification measures to improve the motorcycle vibration. After rectification and optimization, the acceleration amplitude of the motorcycle muffler bracket has been reduced by 60%. At the same time, it has passed the road durability test of 20000 km, proving the economy and practicability of the rectification scheme. The analysis and improvement methods in this paper can provide guidance for solving similar vibration problems in motorcycle muffler design.

Muffler bracket; Bracket fracture;Vibration test;NVH performance

U462

A

1671-7988(2023)21-43-05

10.16638/j.cnki.1671-7988.2023.021.009

王兵（1991－），男，助理工程師，研究方向?yàn)镃AE結(jié)構(gòu)分析及車輛噪聲與振動控制，E-mail:wblxnvh@163.com。