排氣系統(tǒng)振動對牽引車舒適性的影響分析

郭年程　王新龍　卜紹先　丁惟云　史文庫（.中國重型汽車集團(tuán)有限公司技術(shù)發(fā)展中心，濟(jì)南500；.吉林大學(xué)汽車仿真與控制國家重點實驗室，長春300）

排氣系統(tǒng)振動對牽引車舒適性的影響分析

郭年程1，2王新龍1卜紹先1丁惟云1史文庫2
（1.中國重型汽車集團(tuán)有限公司技術(shù)發(fā)展中心，濟(jì)南250101；2.吉林大學(xué)汽車仿真與控制國家重點實驗室，長春130022）

為解決某款牽引車駕駛室內(nèi)存在發(fā)動機(jī)主激勵階次的明顯峰值以及車架振動數(shù)據(jù)異常問題，利用排氣系統(tǒng)和車架的模態(tài)計算與試驗，結(jié)合排氣系統(tǒng)拆除試驗，確定了振動異常的原因為排氣振動及排氣系統(tǒng)與車架的耦合共振，制定了移頻和隔振2種改進(jìn)方案，并利用定置定轉(zhuǎn)速試驗和實車路試對改進(jìn)方案進(jìn)行驗證。結(jié)果表明，車架振動幅值明顯降低，平順性能顯著提高。

主題詞：牽引車排氣系統(tǒng)耦合共振模態(tài)分析平順性

1 前言

整車有約1/3的故障問題與汽車的NVH性能相關(guān)，提高NVH水平有利于提高整車舒適性，對于提升整車安全性及燃油經(jīng)濟(jì)性也有幫助［1］。載貨汽車的舒適性要求一般較乘用車低，因而其排氣系統(tǒng)往往缺乏足夠的隔振措施或沒有隔振措施，也很少在車輛設(shè)計前期進(jìn)行模態(tài)規(guī)劃，因此經(jīng)常有較嚴(yán)重的共振存在，導(dǎo)致排氣管路破裂或支架斷裂［2］，進(jìn)而影響整車行駛安全和使用壽命等。本文針對某牽引車駕駛室內(nèi)振動數(shù)據(jù)異常問題，通過試驗和計算相結(jié)合的方法進(jìn)行詳細(xì)分析，確定問題根源非發(fā)動機(jī)本體激勵，且存在車架與排氣系統(tǒng)的耦合共振，提出了改進(jìn)方案，并利用多種試驗手段驗證其效果，提升了牽引車的整車舒適性。

2 問題來源

對某款牽引車進(jìn)行整車舒適性能提升研究時發(fā)現(xiàn)其駕駛室內(nèi)振動異常，異常數(shù)據(jù)發(fā)生在發(fā)動機(jī)主激勵階次——3階（整車使用六缸發(fā)動機(jī)）。進(jìn)一步研究發(fā)現(xiàn)，發(fā)動機(jī)懸置下側(cè)（車架端）的Y向3階振動加速度較發(fā)動機(jī)端大，有悖常理，勻加速工況發(fā)動機(jī)懸置（車架端）瀑布圖如圖1所示。由圖1可知，3階振動成分除2處峰值外，其余位置并不突出，尤其在40 Hz左右峰值明顯增大，推斷在發(fā)動機(jī)激勵下存在部件共振。

發(fā)動機(jī)通過懸置固定于車架，且測點也位于車架上，因此有可能為車架共振導(dǎo)致振動異常；另外，排氣系統(tǒng)也連接在車架上，且連接點與測點距離較近，也可能是排氣系統(tǒng)存在共振導(dǎo)致振動異常。

圖1　勻加速工況車架振動瀑布圖

3 問題分析

對排氣系統(tǒng)和車架分別進(jìn)行模態(tài)分析，以驗證排氣系統(tǒng)或車架共振的推測。為了真實反映排氣系統(tǒng)和車架在實車裝配狀態(tài)下的特性，兩者的模態(tài)試驗均在實車約束狀態(tài)下進(jìn)行［3］。

3.1 排氣系統(tǒng)模態(tài)試驗及計算

對排氣系統(tǒng)進(jìn)行測試點布置，在排氣管和消聲器上共設(shè)置12個測點，同時，為與車架模態(tài)分離，設(shè)置了4個車架測點。

本文模態(tài)試驗所用數(shù)據(jù)采集設(shè)備為比利時LMS公司的Test.Lab多通道模態(tài)試驗數(shù)據(jù)系統(tǒng)，試驗采用力錘激勵，傳感器為3向加速度傳感器，部分測點的布置位置如圖2所示。

圖2　排氣系統(tǒng)模態(tài)試驗的部分測點

測試過程中需要監(jiān)視激勵信號、響應(yīng)信號及相干函數(shù)，以保證頻響函數(shù)的有效性。所有測點的頻響函數(shù)都經(jīng)過了相干函數(shù)的檢驗，相干系數(shù)普遍大于0.9。圖3所示為某測點的相干系數(shù)。

圖3　某測點相干系數(shù)

為準(zhǔn)確得到系統(tǒng)的模態(tài)參數(shù)，對排氣系統(tǒng)同時進(jìn)行模態(tài)計算。排氣系統(tǒng)安裝在車架上的有限元模型如圖4所示，共包含142 253個節(jié)點和130 564個單元［4］。模型中，除吊裝U形螺栓劃分為體網(wǎng)格外，其余都為面網(wǎng)格［5］。

圖4　排氣系統(tǒng)有限元模型

錘擊法模態(tài)試驗得到排氣系統(tǒng)的部分模態(tài)結(jié)果和相應(yīng)的有限元模態(tài)計算結(jié)果如表1所示。由表1可知，計算與試驗?zāi)B(tài)頻率最大誤差為6.8%，振型相似，即計算模態(tài)與試驗?zāi)B(tài)基本相符。誤差的主要來源為有限元計算中對接觸的處理、各連接件的連接剛度設(shè)定、試驗儀器測量誤差等。

表1　計算和試驗?zāi)B(tài)對比

試驗結(jié)果的40.5 Hz和計算結(jié)果的43Hz處模態(tài)頻率和振型都與圖1所示的問題相符，即模態(tài)頻率在問題頻率處，且車架為左、右方向振型與Y向加速度大相吻合，因此基本確定駕駛室振動異常問題與排氣系統(tǒng)共振有關(guān)。另外，圖1中車架在70 Hz以上存在峰值可能與排氣系統(tǒng)77Hz左右的模態(tài)頻率有關(guān)。

3.2 排氣系統(tǒng)共振問題確認(rèn)

為了進(jìn)一步驗證排氣系統(tǒng)共振是車架Y向3階振動異常的主要原因，對車輛進(jìn)行拆除排氣系統(tǒng)前、后的定置定轉(zhuǎn)速對比試驗。圖5為原車和拆除排氣系統(tǒng)（拆除排氣管支架且把消聲器從車架上分離）兩種狀態(tài)下的車架Y向功率譜密度（power spectraldensity，PSD）曲線。

圖5　定置定轉(zhuǎn)速試驗車架PSD曲線

由圖5可知，原車PSD曲線在發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速850 r/min附近存在3階峰值，對應(yīng)頻率為40 Hz左右，拆除排氣系統(tǒng)后，車架上的PSD 3階峰值明顯減小，從原車的0.18 g2/Hz降為0.03 g2/Hz，從而可以確定排氣系統(tǒng)共振是車架3階振動異常的原因。

3.3 車架模態(tài)試驗

拆除法在拆除排氣系統(tǒng)的同時也去除了排氣振動激勵，因此不能排除車架是否共振，還需對車架進(jìn)行模態(tài)分析。車架的部分模態(tài)試驗結(jié)果如表2所示。

表2　車架模態(tài)試驗部分結(jié)果

可見，車架在43.8Hz左右存在橫向彎曲模態(tài)，這一頻率與排氣系統(tǒng)40.5 Hz模態(tài)頻率非常接近，極易導(dǎo)致共振，且駕駛室懸置布置在橫向彎曲幅值較大的位置，從而導(dǎo)致這一頻率下駕駛室的振動幅值較大。

3.4 問題確認(rèn)

對排氣系統(tǒng)模態(tài)分析、排氣系統(tǒng)拆除試驗和車架模態(tài)試驗綜合分析可以得出以下結(jié)論：

a.車架3階振動異常主要來自排氣系統(tǒng)，而不是懸置傳遞的發(fā)動機(jī)本體振動；

b.3階的40 Hz左右處PSD峰值異常突出是排氣系統(tǒng)和車架在發(fā)動機(jī)3階激勵下整體共振導(dǎo)致的。

4 改進(jìn)方案

本文的問題是共振中最惡劣的情況，即：相連的2個部件（或總成）模態(tài)頻率相近，且在主要激勵頻率范圍內(nèi)［6］。根據(jù)實際情況，改進(jìn)方案從以下2個方面考慮［7］：

a.移頻：通過調(diào)整結(jié)構(gòu)、材料、剛度、質(zhì)量等方式使車架和排氣系統(tǒng)相近的模態(tài)頻率遠(yuǎn)離，從而降低現(xiàn)有共振的PSD峰值；

b.隔振：在排氣系統(tǒng)和車架之間增加隔振材料，減小傳遞到車架上的排氣系統(tǒng)振動能量，即減小車架的激勵源。

4.1 移頻

移頻可以針對車架也可針對排氣系統(tǒng)，但調(diào)整車架模態(tài)較排氣系統(tǒng)成本高且不易實施，故選擇調(diào)整排氣系統(tǒng)模態(tài)。

消聲器通過2根U型鋼筋螺栓吊裝在與車架相連的懸臂梁上，出現(xiàn)40 Hz左右排氣系統(tǒng)模態(tài)振型的原因可能是吊裝鋼筋變形，也可能是懸臂梁變形。為找出真實原因，對消聲器與車架連接部分做詳細(xì)模態(tài)分析。

由于模態(tài)計算方式對吊裝鋼筋與消聲器連接的處理有一定誤差，故選擇試驗方式。試驗測點布置情況為：消聲器支架4個測點，車架2個測點，消聲器上表面4個測點，如圖6所示。

圖6　試驗測點位置

圖7為40 Hz的模態(tài)振型，由圖可見，在這一頻率下，懸臂梁變形很小，主要變形能量由消聲器和懸臂梁之間的吊裝結(jié)構(gòu)提供，因此可以通過優(yōu)化消聲器結(jié)構(gòu)減輕消聲器質(zhì)量或改變吊裝結(jié)構(gòu)的剛度等措施改變系統(tǒng)模態(tài)頻率。

圖7　40Hz模態(tài)振型

優(yōu)化消聲器結(jié)構(gòu)造成的質(zhì)量變化不大，因此頻率不會有很大改變，故選擇改變消聲器吊裝結(jié)構(gòu)的剛度。將原消聲器的2根吊裝U型螺栓的直徑分別增加50%，其效果如圖8所示，車輛定置、發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速850 r/min工況下，車架Y向振動在發(fā)動機(jī)排氣主頻處的幅值由0.18 g2/Hz降為0.07 g2/Hz。

圖8　移頻前、后PSD對比曲線

4.2 隔振

對排氣系統(tǒng)與車架連接位置用橡膠塊隔振，其中包含消聲器的吊裝螺栓位置和排氣管支架位置，如圖9所示。

圖9　排氣管支架隔振

對排氣系統(tǒng)隔振處理后的樣車進(jìn)行與圖1同條件的驗證試驗，圖10為隔振后勻加速工況車架振動PSD瀑布圖。

圖10　勻加速工況車架振動瀑布圖

對比圖10和圖1可知，3階PSD峰值由0.04 g2/Hz降為0.02 g2/Hz，效果顯著。

5 平順性試驗驗證

對改進(jìn)前、后的車輛狀態(tài)分別進(jìn)行平順性試驗。根據(jù)GB/T 4970-2009《汽車平順性試驗方法》的規(guī)定，在座椅座墊上表面、座椅靠背、腳部地板分別布置3向加速度傳感器。車速選取40～90 km/h勻速工況，間隔10 km/h，擋位為直接擋。另外，本項目3階共振頻率對應(yīng)直接擋車速為45～50 km/h左右，故增設(shè)45 km/h勻速工況。按照標(biāo)準(zhǔn)計算方法計算結(jié)果如表3所示，并給出每種工況下的改進(jìn)率。

由表3可知，采用改進(jìn)方案后，平順性指標(biāo)在各勻速工況下基本都有所提高，尤其在3階共振頻率所處的車速下（約45～50 km/h），總加權(quán)加速度均方根值降低了15%以上，改進(jìn)效果明顯。

表3　改進(jìn)前、后的平順性計算結(jié)果

1龐劍，諶剛，何華.汽車噪聲與振動——理論與應(yīng)用.北京：北京理工大學(xué)出版社，2006.

2邢素芳，王現(xiàn)榮，王超，等.發(fā)動機(jī)排氣系統(tǒng)振動分析.河北工業(yè)大學(xué)學(xué)報，2005，34（5）：109～111.

3沃德海倫，斯蒂芬拉門茲，波爾薩斯.模態(tài)分析理論與試驗.白化同，郭繼忠譯.北京：北京理工大學(xué)出版社，2001.

4郭年程，史文庫，劉文軍，等.驅(qū)動橋整體有限元動態(tài)模擬.西安交通大學(xué)學(xué)報，2012，46（9）：91～95.

5 Guan ZQ，Song C.Recentadvancesof research on finiteelementmesh generation method.Journal of Computer-Aided Design and ComputerGraphics，2003，15（1）：1～14.

6宋海生.基于擴(kuò)展OPAX傳遞路徑方法的輕型客車振動控制研究［學(xué)位論文］.長春：吉林大學(xué)，2012.

7 Ling SF，Pan TC，Lim GH，etal.Vibration isolation of exhaustpipe under vehicle chassis.International Journalof Vehicle Design.1994，15（1）：131～142.

（責(zé)任編輯斛畔）

修改稿收到日期為2016年2月25日。

Im pact Analysis of Exhaust System Vibration on Tractor Ride Com fort

Guo Niancheng1，2，Wang Xinlong1，Bu Shaoxian1，DingWeiyun1，ShiWenku2
（1.Technical Center，China National Heavy Duty Truck Group Co.，Ltd.，Jinan 250101；2.State Key Laboratory of Automobile Simulation and Control，Jilin University，Changchun 130022）

【Abstract】To address the obvious peak of main excitation order of engine and abnormal frame vibration data occurring in a tractor cab，modal calculation and experiment have been made，and also in combination with dismantling test of the exhaust system to confirm that the abnormal vibration is caused by exhaust vibration and coupled resonancemade by the exhaust system and frame.Two improvement plans，namely frequency shift and vibration isolation are developed，which are then validated by constant rotate speed test with fixed position and actual vehicle road test.The result show obvious decrease of vibration amplitude on vehicle frame and palpable increase of ride comfort property.

Tractor，Exhaust system，Coupling resonance，M odalanalysis，Ride com fort

·試驗測試·

U461.4

A

1000-3703（2016）08-0035-04