立式消聲器的動(dòng)態(tài)響應(yīng)與結(jié)構(gòu)優(yōu)化

趙文娟，孫紅梅，柴孟江，翟彥春，3

（1.濰坊科技學(xué)院山東省高校設(shè)施園藝實(shí)驗(yàn)室，山東 濰坊 262700；2.濟(jì)南電子機(jī)械工程學(xué)校，山東 濟(jì)南 250101；3.青島理工大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，山東 青島 266520）

1 引言

作為整車排氣系統(tǒng)的重要裝置之一，消聲器不但要降低發(fā)動(dòng)機(jī)排氣噪聲，還要保證在（500～700）℃高溫排氣過程中不損壞、不失去消聲效果[1]。在工作過程中，當(dāng)消聲器總成自身固有頻率與外界激勵(lì)頻率耦合時(shí)，消聲器將產(chǎn)生較大的振動(dòng)響應(yīng)，并形成較大的動(dòng)應(yīng)力，降低排氣系統(tǒng)的使用壽命[2]。為改善整車乘坐舒適性，提升消聲器工作過程中可靠性，有必要對(duì)消聲器振動(dòng)特性開展研究，以提升結(jié)構(gòu)可靠性[3]。

消聲器在工作過程中將受到復(fù)雜激勵(lì)引起其結(jié)構(gòu)的動(dòng)態(tài)響應(yīng)[4]，對(duì)消聲器結(jié)構(gòu)的固有頻率和模態(tài)振型進(jìn)行識(shí)別對(duì)指導(dǎo)消聲器結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)意義重大[5]。文獻(xiàn)[6]利用有限元法和解析法對(duì)消聲器橫截面模態(tài)進(jìn)行驗(yàn)證，并分析了孔徑、穿孔率等對(duì)消聲器模態(tài)和消聲特性的影響。文獻(xiàn)[7]運(yùn)用實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)法對(duì)排氣管前消聲器的斷裂故障進(jìn)行了分析。文獻(xiàn)[8]運(yùn)用CAE定量分析的方法，通過對(duì)拖拉機(jī)消聲器進(jìn)行有限元分析，對(duì)薄弱部位進(jìn)行了改進(jìn)，使消聲器疲勞壽命提高了（102～104）倍。

以市場(chǎng)上故障率較高的立式消聲器為研究對(duì)象，通過對(duì)消聲器總成開展有限元模態(tài)分析，了解其自身固有特性；通過錘擊法模態(tài)實(shí)驗(yàn)[9]，驗(yàn)證有限元模態(tài)分析的正確性；通過消聲器實(shí)車振動(dòng)實(shí)驗(yàn)，得到在發(fā)動(dòng)機(jī)點(diǎn)火不同轉(zhuǎn)速點(diǎn)火激勵(lì)頻率下[10]消聲器的振動(dòng)響應(yīng)，結(jié)合模態(tài)分析結(jié)果，判斷該消聲器故障原因?yàn)楣舱褚鸬钠谄茐摹Ｗ詈髮?duì)消聲器結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，并對(duì)優(yōu)化結(jié)果進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證。

2 工程背景

分析對(duì)象為某6缸4沖程柴油機(jī)用立式消聲器，消聲器進(jìn)氣口內(nèi)徑80mm，出氣口內(nèi)徑96mm，為典型的薄壁結(jié)構(gòu)，該立式消聲器被廣泛應(yīng)用于大馬力玉米收獲機(jī)、拖拉機(jī)及工程裝備等領(lǐng)域。根據(jù)售后信息反饋，該立式消聲器斷裂現(xiàn)象嚴(yán)重，呈現(xiàn)小批量斷裂行為，主要存在如下故障行為：排氣尾管斷裂、進(jìn)氣口襯板和法蘭開焊、斷裂，如圖1所示。

圖1 立式消聲器故障圖示Fig.1 Fault of Vertical Muffler

為有效實(shí)現(xiàn)該立式消聲器的結(jié)構(gòu)優(yōu)化，避免批量斷裂故障的再現(xiàn)，基于模態(tài)與實(shí)驗(yàn)分析方法，對(duì)該消聲器故障原因進(jìn)行研究，并結(jié)合分析結(jié)果，對(duì)結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化。

3 有限元模態(tài)分析

在ABAQUS軟件中利用Block Lanczos迭代法提取故障消聲器總成前三階約束模態(tài)。模態(tài)分析結(jié)果，如表1所示。消聲器前3階振型圖，如圖2所示。

表1 前3階約束模態(tài)分析結(jié)果Tab.1 First 3 Order of Modal Frequency and Shapes

圖2 模態(tài)分析振型圖Fig.2 Modal Shapes of Modal Analysis

結(jié)合表1和圖2可知，消聲器總成前3階約束模態(tài)主要以扭擺為主，且前2階固有頻率均在6缸發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)頻率范圍內(nèi)。在實(shí)際工作過程中，若以發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸軸向?yàn)閄軸，建立右手坐標(biāo)系，消聲器前兩階模態(tài)易與發(fā)動(dòng)機(jī)點(diǎn)火激勵(lì)耦合，形成共振。且結(jié)合圖1故障圖示，消聲器模態(tài)振型的最大位移位置與故障現(xiàn)象具有一致性，表明模態(tài)分析對(duì)于消聲器故障模式的分析具備可行性。

4 模態(tài)及振動(dòng)實(shí)驗(yàn)

4.1 錘擊法模態(tài)實(shí)驗(yàn)

為進(jìn)一步驗(yàn)證模態(tài)分析結(jié)果的有效性，利用LMSTest Lab數(shù)據(jù)采集分析系統(tǒng)對(duì)消聲器總成開展錘擊法模態(tài)實(shí)驗(yàn)，深入研究消聲器振動(dòng)特性，并借助試驗(yàn)?zāi)B(tài)法對(duì)模態(tài)分析結(jié)果進(jìn)行驗(yàn)證。其主要實(shí)驗(yàn)原理，如圖3所示。

圖3 錘擊法模態(tài)實(shí)驗(yàn)原理Fig.3 Principle of Modal Testing with Hammer

實(shí)驗(yàn)過程中將PCB廠家的ICP型加速度傳感器布置在消聲器幾何節(jié)點(diǎn)位置作為響應(yīng)點(diǎn)，以移動(dòng)力錘方式對(duì)消聲器結(jié)構(gòu)施加外部激勵(lì)，得到結(jié)構(gòu)在不同激勵(lì)下的瞬態(tài)響應(yīng)，這里的實(shí)驗(yàn)響應(yīng)點(diǎn)布置，如圖4所示。

圖4 響應(yīng)點(diǎn)分布圖Fig.4 Distribution of Response Points

響應(yīng)點(diǎn)布置完成后再Geometry模塊完成響應(yīng)點(diǎn)和驅(qū)動(dòng)點(diǎn)的坐標(biāo)設(shè)置，連線后形成消聲器幾何外形，便于實(shí)驗(yàn)結(jié)束后讀取振型。通過實(shí)驗(yàn)，本次錘擊法模態(tài)實(shí)驗(yàn)結(jié)果，如表2所示。

表2 前3階約束模態(tài)分析結(jié)果Tab.2 First 3 Order of Modal Frequency and Shapes

綜上：

（1）將模態(tài)仿真分析結(jié)果與模態(tài)實(shí)驗(yàn)分析結(jié)果對(duì)比可知，兩種方式下，固有頻率數(shù)值上存在微小差異，前三階固有頻率差值在3%以內(nèi)，證明模態(tài)仿真分析可行可靠。

（2）立式消聲器腔體與頂部長尾管形成了長懸臂結(jié)構(gòu)，系統(tǒng)整體剛度較低。消聲器在經(jīng)受振動(dòng)、前后沖擊或左右擺動(dòng)時(shí)，進(jìn)氣口和出氣口連接位置均為振型節(jié)點(diǎn)，易產(chǎn)生應(yīng)力集中，長時(shí)間造成疲勞破壞。

（3）消聲器的整機(jī)固定方式：消聲器底部通過底板及支撐柱固定在缸蓋螺栓及進(jìn)氣管上，支撐作用有限，有必要增大螺栓支撐面積，提升約束能力。

圖5 模態(tài)實(shí)驗(yàn)振型圖Fig.5 Modal Shapes of Modal Tests

4.2 實(shí)車振動(dòng)實(shí)驗(yàn)

為深入研究實(shí)車狀態(tài)下，消聲器各階模態(tài)在發(fā)動(dòng)機(jī)不同轉(zhuǎn)速點(diǎn)火激勵(lì)下的振動(dòng)響應(yīng)，利用LMSSignature Advanced數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)和ICP型壓電式加速度傳感開展定置實(shí)驗(yàn)工況下，消聲器總成實(shí)車振動(dòng)實(shí)驗(yàn)。參照模態(tài)實(shí)驗(yàn)分析結(jié)果，振動(dòng)測(cè)點(diǎn)布置在模態(tài)振型節(jié)點(diǎn)處，位置如圖6所示。

圖6 振動(dòng)實(shí)驗(yàn)消聲器測(cè)點(diǎn)Fig.6 Vibration Measuring Points of Muffler

數(shù)據(jù)采集過程中，為避免信號(hào)混淆，采樣頻率需至少大于分析頻率的2倍，為保證幅值完整性，本次實(shí)驗(yàn)采樣頻率為1024Hz。實(shí)驗(yàn)過程中，整車原地定置，附屬裝置不工作，將發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速由怠速緩緩提升到最高轉(zhuǎn)速，采集這段時(shí)間內(nèi)消聲器各測(cè)點(diǎn)隨轉(zhuǎn)速增加的振動(dòng)響應(yīng)結(jié)果，如圖7～圖9所示。

圖7 定置升速工況，消聲器各測(cè)點(diǎn)振動(dòng)烈度曲線Fig.7 Vibration Intensity Curves of Each Muffler Measuring Points

圖8 消聲器上部測(cè)點(diǎn)X向振動(dòng)Colormap圖Fig.8 Vibration Colormap of X Direction of Upper

圖9 消聲器上部測(cè)點(diǎn)X向振動(dòng)Colormap圖Fig.9 Vibration Colormap of the X Direction of Upper

實(shí)驗(yàn)結(jié)果顯示：

（1）結(jié)合圖7，消聲器總成在1000rpm、1360rpm附近，各測(cè)點(diǎn)振動(dòng)烈度明顯增大，尤其尾管測(cè)點(diǎn)，振動(dòng)烈度在1000rpm時(shí)接近433mm/s。

（2）結(jié)合圖8、圖9，振動(dòng)烈度增大的主要原因是消聲器前兩階模態(tài)在1000rpm、1360rpm附近與發(fā)動(dòng)機(jī)3階主激勵(lì)頻率耦合，形成共振。尾端主振方向?yàn)閄向，單向振動(dòng)速度最高達(dá)360mm/s。

柴油發(fā)動(dòng)機(jī)在工作工程中，其點(diǎn)火激勵(lì)是由發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸內(nèi)點(diǎn)火燃燒，曲軸輸出脈沖扭矩引起的激擾。由于擾動(dòng)周期性發(fā)生變化，導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)上反作用扭矩的扭擺運(yùn)動(dòng)，其振動(dòng)頻率與轉(zhuǎn)速呈如下關(guān)系：

式中：n—發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，單位：rpm；i—發(fā)動(dòng)機(jī)缸數(shù)；τ—發(fā)動(dòng)機(jī)沖程系數(shù)，兩沖程為1，四沖程為2。

綜上，該立式消聲器損壞的主要原因是：消聲器前兩階模態(tài)在1000rpm、1360rpm附近與發(fā)動(dòng)機(jī)3階主激勵(lì)頻率耦合，形成共振。尾端最大振動(dòng)烈度最高接近410mm/s，主振方向?yàn)閄向，振動(dòng)速度最高達(dá)360mm/s。工作過程中消聲總成共振后在尾管與腔體連接處、進(jìn)氣口與腔體連接處剛度不足，造成的疲勞破壞。

5 消聲器結(jié)構(gòu)優(yōu)化

消聲器損壞的主要原因是前兩階固有頻率在發(fā)動(dòng)機(jī)點(diǎn)火激振頻率范圍內(nèi)，造成消聲器在多個(gè)轉(zhuǎn)速下共振，共振后形成較大振動(dòng)響應(yīng)而較大造成的疲勞損壞。因此，有必要提升該消聲器前兩階約束模態(tài)。

提升系統(tǒng)固有頻率，即提升系統(tǒng)整體剛度。在系統(tǒng)剛度分析過程中，按照系統(tǒng)結(jié)構(gòu)形式，又可分為串聯(lián)、并聯(lián)系統(tǒng)，其子系統(tǒng)剛度和系統(tǒng)剛度呈如下關(guān)系：

式中：K—系統(tǒng)整體剛度，K1、K2、K3…Kn—系統(tǒng)各子部件剛度。

即串聯(lián)之后的系統(tǒng)剛度比起系統(tǒng)任意環(huán)節(jié)的剛度都要小。消聲器總成也可作為串聯(lián)系統(tǒng)處理，消聲器總成=消聲器本體+消聲器支架+消聲器支架固定支撐部分，在這個(gè)系統(tǒng)中這里分別提高每個(gè)環(huán)節(jié)的剛度，提升系統(tǒng)整體剛度。針對(duì)消聲器本體，通過延長出氣管長度，并在內(nèi)腔增設(shè)襯板，避免原來的長懸臂結(jié)構(gòu)，以提升消聲器本體剛度；同時(shí)，增加消聲器支架厚度至8mm、并在U型折彎位置增設(shè)加強(qiáng)筋，提升消聲器支架剛度；在底部固定支撐部分，增大緊固螺栓直徑至10mm，以提升支撐柱抗彎截面模量，并間接實(shí)現(xiàn)增大邊界條件，以約束更多的自由度，提升底部支撐剛度。

圖10 消聲器支架改進(jìn)示意圖Fig.10 Muffler Brackets Improvement Schemes

圖11 消聲器內(nèi)部結(jié)構(gòu)改進(jìn)后示意圖Fig.11 Improved Inner Structure of Muffler Internal Structure

為驗(yàn)證改進(jìn)效果，針對(duì)改善后消聲器總成開展模態(tài)分析，求解方法同原結(jié)構(gòu)，利用Block Lanczos迭代法提取其前三階約束模態(tài)。消聲器總成前3階約束模態(tài)改進(jìn)前、后對(duì)比，如表3所示。

表3 前3階約束模態(tài)分析改進(jìn)前、后對(duì)比（單位：Hz）Tab.3 First 3 Order Modal Comparison Before and After Improvement（Unit：Hz）

改進(jìn)后，其1階約束模態(tài)由50Hz提升至80Hz，整體剛度提升效果顯著。對(duì)改進(jìn)后的消聲器總成進(jìn)行振動(dòng)實(shí)驗(yàn)，測(cè)點(diǎn)同圖6所示，實(shí)驗(yàn)結(jié)果，如圖12所示。

圖12 改善前、后尾管測(cè)點(diǎn)振動(dòng)烈度曲線Fig.12 Vibration Intensity Curves of before and after Improvement

實(shí)驗(yàn)結(jié)果顯示：改善后，消聲器尾管處振動(dòng)烈度在發(fā)動(dòng)機(jī)1015rpm處由433mm/s降低至44mm/s；改進(jìn)后階約束模態(tài)在1600rpm附近仍然存在輕微共振，但振型響應(yīng)較小，振動(dòng)烈度僅92mm/s，改善效果顯著。

綜上：消聲器總成經(jīng)改善后，其1階約束模態(tài)由52.7Hz提升至83.9Hz，振型由X向扭擺變?yōu)閅向扭擺。改善效果顯著。由于受制于自身薄壁結(jié)構(gòu)制約，改善后，消聲器總成1階模態(tài)雖然仍在發(fā)動(dòng)機(jī)點(diǎn)火激勵(lì)頻率范圍內(nèi)，但共振后振動(dòng)響應(yīng)較小。后期進(jìn)行小批量裝機(jī)驗(yàn)證，未出現(xiàn)成批故障現(xiàn)象出現(xiàn)，證明改進(jìn)效果扎實(shí)可靠。

6 結(jié)論

基于模態(tài)分析方法，對(duì)立式消聲器的振動(dòng)特性進(jìn)行了研究；運(yùn)用錘擊法模態(tài)實(shí)驗(yàn)方法，驗(yàn)證了模態(tài)分析方法的可行性；運(yùn)用振動(dòng)實(shí)驗(yàn)方法，研究了消聲器總成在發(fā)動(dòng)機(jī)各轉(zhuǎn)速下的振動(dòng)響應(yīng)；在上述實(shí)驗(yàn)分析的基礎(chǔ)上多結(jié)構(gòu)開展了優(yōu)化，并進(jìn)行驗(yàn)證。研究結(jié)論如下：

（1）原消聲器總成故障主要原因是前2階約束模態(tài)在發(fā)動(dòng)機(jī)點(diǎn)火激勵(lì)頻率范圍內(nèi)，在1000rpm、1360rpm附近與發(fā)動(dòng)機(jī)點(diǎn)火激勵(lì)耦合，形成共振，尾管處振動(dòng)烈度最高達(dá)433mm/s，振動(dòng)烈度由上而下逐漸降低，最終導(dǎo)致疲勞斷裂。

（2）結(jié)構(gòu)優(yōu)化后，消聲器總成1階約束模態(tài)由50Hz提升至80Hz，在1000rpm處尾管末端振動(dòng)烈度由433mm/s降低至44mm/s，優(yōu)化效果顯著。后期小批量市場(chǎng)驗(yàn)證，未出現(xiàn)故障現(xiàn)象。