汽車發動機排氣系統動力減振器研究與應用

陳曉梅 朱光貞 牛文博 孔祥瑞 張紫廣

（中國第一汽車股份有限公司技術中心 汽車振動噪聲與安全控制綜合技術國家重點實驗室）

1 前言

汽車排氣系統的振源主要有4個，即發動機的機械振動、發動機的氣流沖擊、聲波激勵和車身運動。發動機的振動傳遞給排氣系統，一方面通過吊掛傳遞給車身，車身的振動通過座椅、轉向盤和駕駛室地板直接傳遞給乘客，同時車身振動也會引起車內噪聲；另一方面，發動機和車身的振動激勵會直接對排氣系統造成破壞性影響。因此，要求排氣系統的模態（尤其是彎曲模態）和車身的模態分開，以避免引起共振和造成車內共鳴；并且排氣系統的固有頻率也不可設計在發動機的常用轉速激勵范圍內，以免造成排氣系統疲勞性斷裂。排氣系統是否合理布置會影響整車NVH性能和排氣系統的使用壽命。

在排氣系統無法通過改變質量和剛度來改變模態，而導致車內振動噪聲增大或排氣系統由于共振導致破壞的情況下，在排氣系統上加裝動力減振器是有效的解決方法。

本文通過模態分析的方法對某轎車裝配與未裝配動力減振器的排氣系統進行試驗對比與分析，研究減振器的設計參數與加裝減振器的位置，并為產生斷裂現象的某輕型汽車排氣系統設計一種裝有沙粒的動力減振器。

2 動力減振器簡介

動力減振器[2]有兩種，分為無阻尼動力減振器和有阻尼動力減振器。

2.1 無阻尼動力減振器

無阻尼動力減振器可以簡化為單質量彈簧系統，與原結構構成兩自由度系統（圖1）。

圖 1中由物體 A（質量為 MA）和彈簧 C（彈簧剛度為K1）組成的系統稱為主系統，由物體B（質量為MB）和彈簧D（彈簧剛度為K2）組成的附加系統稱為減振器。該減振器使原來的單自由度系統變成2自由度系統，因而該系統有2個固有頻率，當激振頻率與其中任一頻率相等時，系統就會發生共振。如果激振頻率可以在相當大的范圍內改變時，動力減振器只是使原來1個共振頻率的振動系統改變為2個共振頻率的振動系統，不能起到減振作用。所以，該動力減振器只是用于激振頻率固定的情況，當減振器的固有頻率等于激振頻率時，減振器彈簧力 K2×X2=-F1sinωt，即其平衡了主質量上的作用力F1sinωt，使主系統的振動轉移到減振器上來，消除了主質量的振動，使主系統保持不動。需要注意的是控制附加減振器后的2個自由度系統的固有頻率相距越遠越好。

無阻尼動力減振器是為在某個給定的頻率消除主系統的振動而設計的，適用于激振頻率不變或稍有變動的工作設備。

2.2 有阻尼動力減振器

當系統的激振頻率在較寬范圍內變動時，要消除其振動，需要有阻尼動力減振器。圖2所示的系統中，物體 E（質量為 ME）和彈簧 H（彈簧剛度為 K3）組成主系統；物體 F（質量為 MF）、彈簧 I（彈簧剛度為 K4）和粘性阻尼器G（阻尼為C）組成的系統稱為有阻尼動力減振器，其作用是使主系統在相當寬的頻率范圍內的振動減小到要求程度。圖3是典型的帶有有阻尼減振器主系統振幅頻響函數曲線。

圖 3 中質量比 μ=MF/ME； 頻率比 α=ω2/ω1=1（ω1為主系統的固有頻率，ω2為動力減振器的固有頻率）； 動力減振器阻尼比 ξ=C/(2×MF×ω2)；x1為 ME的穩態響應振幅；Xst=F1/K3，為主系統靜變形。

a.當ξ=0時，相當于無阻尼強迫振動，曲線有兩個共振頻率，即為無阻尼動力減振器系統。

b.當ξ=∞時，相當于兩個物體剛性連接為一整體，系統成為以該整體和彈簧構成的單自由度系統。

c. 要使M2系統成為有阻尼減振器系統，則阻尼比要介于ξ=0和ξ=∞之間，阻尼使共振附近的振幅顯著減小，但在激勵頻率 ω〈〈ω1或 ω〉〉ω2的范圍內阻尼的影響很小，因此對于ξ值的選擇很重要。

d.圖中S點、T點位置與減振器的位置、M1、M2、ω1、ω2有關，而與減振器阻尼 C的大小無關。 在設計有阻尼動力減振器時，合理選擇最佳阻尼比ξ和最佳頻率比α，以使x1/Xst在S點、T點所對應的振幅以下，從而使減振器能夠在相當寬的頻率范圍內減小主系統的振動。

3 動力減振器參數及位置的確定

結構件的模態特性可以通過模態試驗或模態計算得到，通過對結構件進行模態試驗，可以得到需要減振件的主要階次頻率值和阻尼比，而頻率值也可以通過模態計算求得。

結構件等效為單自由度系統時的等效質量可以通過如下公式求得[4]:

式中，mk為模態質量；Vik為該模態的位移幅值；Vi為歸一化的模態位移系數；ωd為有阻尼時的模態頻率；j2=-1。

從公式（1）可以看出，結構件的等效質量和動力減振器的安裝位置有關，動力減振器的位置不同，則Vik、Vi都不同；動力減振器一般安裝在結構件的反節點上，安裝位置離反節點越遠，主系統的等效質量越大。結構件等效為單自由度系統時，結構件的等效質量可看作主系統的質量ME，即meq≈ME。

結構件的等效質量也可以通過另一種方法得到，即在結構件安裝動力減振器處附加一質量madd，結構件的模態頻率將從fn1變為fn2，因此可以通過如下方程求得等效質量meq:

已知結構件的等效質量、頻率、阻尼比，可以合理選擇質量比μ、頻率比α、阻尼比ξ，并能計算出彈簧剛度k。

4 帶有動力減振器的排氣系統試驗

4.1 試驗樣件簡介

試驗件為一套轎車V型6缸發動機排氣系統，屬于雙入口單出口型；與該排氣系統相配的發動機在整車上縱向布置，發動機曲軸轉動方向與排氣系統平行，因此易引起排氣系統的扭轉振動，而不易引起彎曲振動。一般情況下，彎曲振動通過吊掛傳到車身上的力要比扭轉振動傳遞的力大。減振器示意圖如圖4所示。

從圖4可以看出，該排氣系統減振器是一個2自由度系統，金屬1的質量為m1，橡膠的剛度為k1，阻尼為C1；金屬1和橡膠的質量為m2,金屬2的剛度為k2。

帶減振器的排氣系統上有兩個消聲器，前消聲器的后端面上焊有第1個吊掛鉤，距第1個吊掛約12 cm為第2個吊掛點；后部的消聲器前、后兩端面各有1個吊掛點。排氣系統上的減振器布置在兩消聲器之間。

4.2 試驗儀器設備

試驗中使用的儀器設備如表1所列。

表1 儀器設備

4.3 減振器固有頻率測量

減振器為彈簧—質量系統，因此需對其進行固有頻率測量。具體做法是將包含減振器的排氣管兩段卡住，在減振器上布置加速度傳感器并采用錘擊法測量固有頻率。圖5為頻響曲線圖。

該減振器兩固有頻率為26.2 Hz、77.9 Hz，兩頻段 α=ω減振器/ω排氣系統（無減振器）≈0.93、1.16；排氣系統與減振器的μ=M2/M1≈0.043，其中M2為減振器質量，M1為無減振器的排氣系統質量，即該排氣系統的等效質量。

4.4 排氣系統模態測量

將整個排氣系統按照實車情況安裝在試驗臺架上，其中排氣系統兩入口按一定角度固定在鐵方箱上。與實車最大的不同是，實車上發動機通過懸置連接在車身上，而鐵方箱放在鐵地板上沒有懸置系統。

在排氣系統上選擇36個拾振點，采用力錘激勵，激勵點選在排氣尾管最末端，激勵方向與xoy、xoz、yoz3個平面均成 45°；測點幾何模型如圖6所示，測量頻率范圍為 0～200 Hz。圖 7是帶減振器排氣系統在頻率為65.1 Hz時的振型。試驗分兩種情況進行，一種是裝配減振器后進行模態測量，另一種是未裝配減振器直接進行模態測量。

4.5 數據處理

分析頻率為 0～200 Hz，數據處理利用 LMS Test_Lab中PolyMAX（最小二乘復頻域法）分析方法進行模態參數的識別。

4.6 試驗結果分析

圖8為模態測量獲得的頻率響應函數曲線對比分析圖。從圖8可以看出，減振器主要起作用頻帶范圍為 20～100 Hz，具體體現在 20～30 Hz、50～80 Hz之間的峰值、幅值都有顯著降低和頻率前移。

在62～70 Hz的頻率范圍內，配備減振器的頻率為65.1 Hz，未配備減振器的頻率是67.1 Hz,由圖7可知頻率為65.1Hz時的振型為排氣系統前部（入口處）扭轉+中后部垂直2階彎曲，4吊掛中前兩個吊掛在振型節點附近，后兩個吊掛不在振型節點位置。一般垂直彎曲振動通過吊掛傳到車身上的力最大，同時吊掛上的力也會以結構噪聲的方式傳遞到車身內。結合圖7振型分析可知，該減振器主要作用之一即降低了該排氣系統67.1 Hz共振的振幅，以降低或消除在該頻率下排氣系統共振對車身內部NVH性能的影響。頻率67.1 Hz對應的V6發動機轉速為1342 r/min；轎車的車內空腔低頻共鳴頻率一般為40～80 Hz（這是由轎車車內空腔結構特點決定的），該動力減振器的具體作用是避免低頻振動噪聲傳向車內并造成空腔低頻共鳴，從而提高整車舒適性。

在20～30 Hz的頻率范圍內，排氣系統未配備減振器時存在兩個共振頻率，即26.4 Hz（垂直2階彎曲）和28.1 Hz（水平2階彎曲）；加裝動力減振器后，峰值頻率為24.0 Hz、26.1 Hz和27.2 Hz，并且振幅下降較大。一般情況下，20～30 Hz的頻率范圍是車身1階彎曲、1階扭轉固有頻率所在范圍，與車身相連的排氣系統的模態頻率要與車身模態分離，該減振器在這一頻段的作用為降低排氣系統共振的振幅，減小向車身傳遞的振動并避開車身的1階彎曲、1階扭轉模態。

5 動力減振器應用

以新開發試制的某輕型汽車為試驗車，在平直的路面上行駛時排氣系統沒有出現問題；在山路進行可靠性試驗時，排氣系統中部斷裂。對該試驗車排氣系統做模態分析，綜合頻響曲線如圖9所示。經分析,排氣系統最有可能的破壞頻率為38Hz，該模態頻率振型如圖10所示，其振型為垂直1階彎曲（并伴有水平1階彎曲）。

由圖10可知，該排氣系統固有頻率為38 Hz時反節點位置在消聲器輸入端，在行駛過程中該處最高溫度可達300°以上。如采用有阻尼動力減振器，且使用傳統的橡膠作為阻尼材料，則在高熱環境下排氣系統中部會很快老化失效，因此借鑒國外經驗而采用加裝沙粒作為阻尼材料。首先按照無阻尼減振器設計動力減振器，根據上述試驗測得結果取質量比μ=0.043、頻率比α=1.2，則可計算出減振器的質量、剛度、頻率，同時將減振器設計成空腔，以便在其中加入顆粒狀物體[5]。

圖11和圖12分別是在車上消聲器輸入端和排氣尾管處時原車排氣系統、減振器加沙子和不加沙子時頻響試驗比較結果。從圖11和圖12可以看出，減振器在消聲器輸入端和在車上排氣尾管處都能使排氣系統38 Hz共振頻率變成兩振幅較小的共振頻率，且加沙子后振幅均下降較大。圖13是原車與加沙子減振器放在消聲器輸入端和尾管頻響函數比較，可以看出減振器在消聲器輸入端比在尾管處獲得的兩共振頻率間隔較大、振幅降低較多。

通過上述一系列試驗，最終選擇動力減振器安裝在消聲器輸入端。經試驗車驗證，加裝沙子的動力減振器解決了山路行駛排氣系統斷裂問題。

6 結束語

在汽車排氣系統上加裝動力減振器可以解決其振動問題。介紹了動力減振器的減振原理，并通過理論研究和模態試驗獲得動力減振器質量比、頻率比、阻尼比以及剛度等參數確定方法。

排氣系統前中部溫度較高，傳統的橡膠等不適合做動力減振器的阻尼材料，可以以小顆粒的普通沙子做阻尼材料來設計排氣系統的動力減振器。針對一臺排氣系統高溫部位產生斷裂的試驗車設計出以普通沙子為阻尼材料的動力減振器，解決了該車排氣系統共振斷裂問題。

1 龐劍,諶剛,何華.汽車噪聲與振動—理論與應用.北京:北京理工大學出版社，2006，236～284.

2 張義民.機械振動力學.長春:吉林科學技術出版社，2000，83～86.

3 馬大酞.噪聲與振動控制土程手冊.北京:機械工業出版社，2002，73～105.

4 lms vitural.lab help,31_FAQ_tunedabsorber,LMS International nv.

5 Allan C A,Edward R G,Gregory Z.A Comparison of the Effectiveness ofElastomeric Tuned Mass Dampersand Particle Dampers.SAE TECHNICALPAPER SERIES,2003-01-1419.