1、 前言

車身的振動會通過座椅、地板和方向盤傳遞到車內駕駛員和乘客，同時車身的振動也會通過車身壁板等輻射出去產生車內噪聲。排氣系統是動力總成振動激勵源傳遞到車身的重要路徑，所以控制傳遞到車身的激勵是排氣系統振動控制的最重要目標之一。

排氣系統振動優化分析流程主要如下：1）建立有限元模型；2）計算排氣系統模態；3）LMS Virtual.Lab中導入FE模型和模態計算文件；4）定義激勵力和輸入輸出點；5）計算排氣系統傳遞到車身的激勵；6）優化；7）重新校驗排氣系統傳遞到車身的激勵。

2 、模型建立

圖1 排氣系統等有限元模型

為了提高建模及計算速度，首先建立排氣系統、動力總成、懸置系統及副車架有限元模型，如圖1所示。其中動力總成和排氣系統懸置用CBUSH單元表示，剛度值為測試值。動力總成質心、質量及轉動慣量數據通過轉動慣量測試臺測試得到。排氣系統掛鉤用CBEAM單元表示。

3、 排氣系統振動分析

建立好模型后，通過NASTRAN計算得到整個系統的模態分析結果。在LMS Virtual.Lab中導入FE模型和模態結果文件，并在動力總成質心激勵點添加動力總成理論激勵，如圖2所示，并將輸出點定義為所有排氣系統懸置車身側振動響應。

圖2 4缸發動機動力總成2階激勵

圖3 排氣系統輸入輸出點定義

圖4 排氣系統懸置車身側三向加速度響應曲線

通過基于模態的力激勵響應分析，得到排氣系統懸置車身側加速度響應曲線，如圖4所示?？梢钥闯?，排氣系統在33-200Hz之間動力總成二階激勵對排氣系統懸置車身側產生了若干峰值激勵。這些激勵可能與車身地板模態共振，并引起地板較大的激勵響應。通過測試車內聲壓并對聲壓響應進行階次分解，得到如圖5所示曲線，可以看出在1400rpm（2階47Hz）、2320rpm（2階77Hz）和3133rpm（2階104Hz）出現與二階激勵相關的峰值激勵。對照圖4排氣系統懸置車身側加速度響應曲線可以初步判斷，動力總成激勵可能在46Hz和101Hz附近通過排氣系統掛鉤激勵車身地板，進而引起車內噪聲峰值過大。

圖5 車內測試的后排右側乘員耳側聲壓

圖6 車身地板和排氣系統在46Hz的共振模態振型

圖6為車身地板和排氣系統在46Hz附近的振型圖，可以看出動力總成二階激勵在46Hz附近可能會引起地板的劇烈振動，有必要加強車身地板或降低排氣系統振動水平。由于在46Hz附近，整個地板以排氣系統2#掛鉤附近為中心振動，整體加強存在困難，所以首先考慮對排氣系統進行優化，初步優化方案：1）考慮到波紋管剛度較大，首先選擇剛度較小的波紋管；2）通過調節排氣系統懸置剛度來在滿足限位的情況下調整整個排氣系統模態振型，避開與地板共振。

4、 排氣系統振動優化

圖7 排氣系統懸置車身側加速度三向響應曲線（改進后）

圖8 排氣系統在43Hz的模態振型（改進后）

通過調整波紋管剛度和排氣系統懸置剛度，動力總成激勵傳遞到排氣系統冷端的振動得到很大衰減，排氣系統模態各掛鉤傳遞到車身的激勵峰值也發生了變化，如圖7所示。第一個峰值已經從46Hz調整到了43Hz，而且排氣系統43Hz的模態振型中，2#掛鉤位于模態節點附近，振動相對較小。同時，101Hz附近的峰值已經消失。

5、 總結

排氣系統整體的振動特性峰值存在與車身地板振動模態耦合的風險，通過對排氣系統振動特性的分析，可以了解排氣系統每個掛鉤傳遞到車身的振動情況。進一步通過對車身的研究，可以發現并通過優化排氣系統排除排氣系統與車身地板的共振耦合風險。下一步計劃通過在實車上調整排氣系統進行進一步驗證。

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