立式消声器的动态响应与结构优化

赵文娟，孙红梅，柴孟江，翟彦春，3

（1.潍坊科技学院山东省高校设施园艺实验室，山东 潍坊 262700；2.济南电子机械工程学校，山东 济南 250101；3.青岛理工大学机械工程学院，山东 青岛 266520）

1 引言

作为整车排气系统的重要装置之一，消声器不但要降低发动机排气噪声，还要保证在（500～700）℃高温排气过程中不损坏、不失去消声效果[1]。在工作过程中，当消声器总成自身固有频率与外界激励频率耦合时，消声器将产生较大的振动响应，并形成较大的动应力，降低排气系统的使用寿命[2]。为改善整车乘坐舒适性，提升消声器工作过程中可靠性，有必要对消声器振动特性开展研究，以提升结构可靠性[3]。

消声器在工作过程中将受到复杂激励引起其结构的动态响应[4]，对消声器结构的固有频率和模态振型进行识别对指导消声器结构的优化设计意义重大[5]。文献[6]利用有限元法和解析法对消声器横截面模态进行验证，并分析了孔径、穿孔率等对消声器模态和消声特性的影响。文献[7]运用实验模态法对排气管前消声器的断裂故障进行了分析。文献[8]运用CAE定量分析的方法，通过对拖拉机消声器进行有限元分析，对薄弱部位进行了改进，使消声器疲劳寿命提高了（102～104）倍。

以市场上故障率较高的立式消声器为研究对象，通过对消声器总成开展有限元模态分析，了解其自身固有特性；通过锤击法模态实验[9]，验证有限元模态分析的正确性；通过消声器实车振动实验，得到在发动机点火不同转速点火激励频率下[10]消声器的振动响应，结合模态分析结果，判断该消声器故障原因为共振引起的疲劳破坏。最后对消声器结构进行优化，并对优化结果进行试验验证。

2 工程背景

分析对象为某6缸4冲程柴油机用立式消声器，消声器进气口内径80mm，出气口内径96mm，为典型的薄壁结构，该立式消声器被广泛应用于大马力玉米收获机、拖拉机及工程装备等领域。根据售后信息反馈，该立式消声器断裂现象严重，呈现小批量断裂行为，主要存在如下故障行为：排气尾管断裂、进气口衬板和法兰开焊、断裂，如图1所示。

图1 立式消声器故障图示Fig.1 Fault of Vertical Muffler

为有效实现该立式消声器的结构优化，避免批量断裂故障的再现，基于模态与实验分析方法，对该消声器故障原因进行研究，并结合分析结果，对结构进行优化。

3 有限元模态分析

在ABAQUS软件中利用Block Lanczos迭代法提取故障消声器总成前三阶约束模态。模态分析结果，如表1所示。消声器前3阶振型图，如图2所示。

表1 前3阶约束模态分析结果Tab.1 First 3 Order of Modal Frequency and Shapes

图2 模态分析振型图Fig.2 Modal Shapes of Modal Analysis

结合表1和图2可知，消声器总成前3阶约束模态主要以扭摆为主，且前2阶固有频率均在6缸发动机激励频率范围内。在实际工作过程中，若以发动机曲轴轴向为X轴，建立右手坐标系，消声器前两阶模态易与发动机点火激励耦合，形成共振。且结合图1故障图示，消声器模态振型的最大位移位置与故障现象具有一致性，表明模态分析对于消声器故障模式的分析具备可行性。

4 模态及振动实验

4.1 锤击法模态实验

为进一步验证模态分析结果的有效性，利用LMSTest Lab数据采集分析系统对消声器总成开展锤击法模态实验，深入研究消声器振动特性，并借助试验模态法对模态分析结果进行验证。其主要实验原理，如图3所示。

图3 锤击法模态实验原理Fig.3 Principle of Modal Testing with Hammer

实验过程中将PCB厂家的ICP型加速度传感器布置在消声器几何节点位置作为响应点，以移动力锤方式对消声器结构施加外部激励，得到结构在不同激励下的瞬态响应，这里的实验响应点布置，如图4所示。

图4 响应点分布图Fig.4 Distribution of Response Points

响应点布置完成后再Geometry模块完成响应点和驱动点的坐标设置，连线后形成消声器几何外形，便于实验结束后读取振型。通过实验，本次锤击法模态实验结果，如表2所示。

表2 前3阶约束模态分析结果Tab.2 First 3 Order of Modal Frequency and Shapes

综上：

（1）将模态仿真分析结果与模态实验分析结果对比可知，两种方式下，固有频率数值上存在微小差异，前三阶固有频率差值在3%以内，证明模态仿真分析可行可靠。

（2）立式消声器腔体与顶部长尾管形成了长悬臂结构，系统整体刚度较低。消声器在经受振动、前后冲击或左右摆动时，进气口和出气口连接位置均为振型节点，易产生应力集中，长时间造成疲劳破坏。

（3）消声器的整机固定方式：消声器底部通过底板及支撑柱固定在缸盖螺栓及进气管上，支撑作用有限，有必要增大螺栓支撑面积，提升约束能力。

图5 模态实验振型图Fig.5 Modal Shapes of Modal Tests

4.2 实车振动实验

为深入研究实车状态下，消声器各阶模态在发动机不同转速点火激励下的振动响应，利用LMSSignature Advanced数据采集系统和ICP型压电式加速度传感开展定置实验工况下，消声器总成实车振动实验。参照模态实验分析结果，振动测点布置在模态振型节点处，位置如图6所示。

图6 振动实验消声器测点Fig.6 Vibration Measuring Points of Muffler

数据采集过程中，为避免信号混淆，采样频率需至少大于分析频率的2倍，为保证幅值完整性，本次实验采样频率为1024Hz。实验过程中，整车原地定置，附属装置不工作，将发动机转速由怠速缓缓提升到最高转速，采集这段时间内消声器各测点随转速增加的振动响应结果，如图7～图9所示。

图7 定置升速工况，消声器各测点振动烈度曲线Fig.7 Vibration Intensity Curves of Each Muffler Measuring Points

图8 消声器上部测点X向振动Colormap图Fig.8 Vibration Colormap of X Direction of Upper

图9 消声器上部测点X向振动Colormap图Fig.9 Vibration Colormap of the X Direction of Upper

实验结果显示：

（1）结合图7，消声器总成在1000rpm、1360rpm附近，各测点振动烈度明显增大，尤其尾管测点，振动烈度在1000rpm时接近433mm/s。

（2）结合图8、图9，振动烈度增大的主要原因是消声器前两阶模态在1000rpm、1360rpm附近与发动机3阶主激励频率耦合，形成共振。尾端主振方向为X向，单向振动速度最高达360mm/s。

柴油发动机在工作工程中，其点火激励是由发动机气缸内点火燃烧，曲轴输出脉冲扭矩引起的激扰。由于扰动周期性发生变化，导致发动机上反作用扭矩的扭摆运动，其振动频率与转速呈如下关系：

式中：n—发动机转速，单位：rpm；i—发动机缸数；τ—发动机冲程系数，两冲程为1，四冲程为2。

综上，该立式消声器损坏的主要原因是：消声器前两阶模态在1000rpm、1360rpm附近与发动机3阶主激励频率耦合，形成共振。尾端最大振动烈度最高接近410mm/s，主振方向为X向，振动速度最高达360mm/s。工作过程中消声总成共振后在尾管与腔体连接处、进气口与腔体连接处刚度不足，造成的疲劳破坏。

5 消声器结构优化

消声器损坏的主要原因是前两阶固有频率在发动机点火激振频率范围内，造成消声器在多个转速下共振，共振后形成较大振动响应而较大造成的疲劳损坏。因此，有必要提升该消声器前两阶约束模态。

提升系统固有频率，即提升系统整体刚度。在系统刚度分析过程中，按照系统结构形式，又可分为串联、并联系统，其子系统刚度和系统刚度呈如下关系：

式中：K—系统整体刚度，K1、K2、K3…Kn—系统各子部件刚度。

即串联之后的系统刚度比起系统任意环节的刚度都要小。消声器总成也可作为串联系统处理，消声器总成=消声器本体+消声器支架+消声器支架固定支撑部分，在这个系统中这里分别提高每个环节的刚度，提升系统整体刚度。针对消声器本体，通过延长出气管长度，并在内腔增设衬板，避免原来的长悬臂结构，以提升消声器本体刚度；同时，增加消声器支架厚度至8mm、并在U型折弯位置增设加强筋，提升消声器支架刚度；在底部固定支撑部分，增大紧固螺栓直径至10mm，以提升支撑柱抗弯截面模量，并间接实现增大边界条件，以约束更多的自由度，提升底部支撑刚度。

图10 消声器支架改进示意图Fig.10 Muffler Brackets Improvement Schemes

图11 消声器内部结构改进后示意图Fig.11 Improved Inner Structure of Muffler Internal Structure

为验证改进效果，针对改善后消声器总成开展模态分析，求解方法同原结构，利用Block Lanczos迭代法提取其前三阶约束模态。消声器总成前3阶约束模态改进前、后对比，如表3所示。

表3 前3阶约束模态分析改进前、后对比（单位：Hz）Tab.3 First 3 Order Modal Comparison Before and After Improvement（Unit：Hz）

改进后，其1阶约束模态由50Hz提升至80Hz，整体刚度提升效果显著。对改进后的消声器总成进行振动实验，测点同图6所示，实验结果，如图12所示。

图12 改善前、后尾管测点振动烈度曲线Fig.12 Vibration Intensity Curves of before and after Improvement

实验结果显示：改善后，消声器尾管处振动烈度在发动机1015rpm处由433mm/s降低至44mm/s；改进后阶约束模态在1600rpm附近仍然存在轻微共振，但振型响应较小，振动烈度仅92mm/s，改善效果显著。

综上：消声器总成经改善后，其1阶约束模态由52.7Hz提升至83.9Hz，振型由X向扭摆变为Y向扭摆。改善效果显著。由于受制于自身薄壁结构制约，改善后，消声器总成1阶模态虽然仍在发动机点火激励频率范围内，但共振后振动响应较小。后期进行小批量装机验证，未出现成批故障现象出现，证明改进效果扎实可靠。

6 结论

基于模态分析方法，对立式消声器的振动特性进行了研究；运用锤击法模态实验方法，验证了模态分析方法的可行性；运用振动实验方法，研究了消声器总成在发动机各转速下的振动响应；在上述实验分析的基础上多结构开展了优化，并进行验证。研究结论如下：

（1）原消声器总成故障主要原因是前2阶约束模态在发动机点火激励频率范围内，在1000rpm、1360rpm附近与发动机点火激励耦合，形成共振，尾管处振动烈度最高达433mm/s，振动烈度由上而下逐渐降低，最终导致疲劳断裂。

（2）结构优化后，消声器总成1阶约束模态由50Hz提升至80Hz，在1000rpm处尾管末端振动烈度由433mm/s降低至44mm/s，优化效果显著。后期小批量市场验证，未出现故障现象。