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摘要：针对某型柴油机消声器支架共振使排气接管产生断裂的问题，对比分析优化前后两种消声器支架系统，通过仿真分析计算出优化后消声器支架系统的模态，通过模态试验测量优化后消声器支架系統的模态，并与仿真结果进行对比分析，同时对比分析优化前后消声器支架系统消声器本体的振动烈度，得到优化后结构优于原结构的结论。
Abstract： Aiming at the problem of exhaust pipe fracture caused by muffler bracket resonance of a diesel engine， two kinds of muffler bracket systems before and after optimization are compared and analyzed. The mode of the optimized muffler bracket system is calculated through simulation analysis. The mode of the optimized muffler bracket system is measured through modal test and compared with the simulation results， At the same time， the vibration intensity of the muffler body before and after optimization is compared and analyzed， and the conclusion that the optimized structure is better than the original structure is obtained.
关键词：模态分析;NVH;结构优化;柴油机
Key words： modal analysis;NVH;structure optimization;diesel engine
中图分类号：U464.134.4 文献标识码：A 文章编号：1674-957X（2021）20-0074-03
0 引言
消声器支架作为柴油机系统不可或缺的重要零部件之一，起着连接柴油机与消声器的作用，它可以有效降低发动机传递到消声器的振动，使消声器正常工作。车辆在行驶过程中，受发动机自身振动的影响，发动机排出的气体产生脉动压力激励和车架振动激励等，使与消声器连接的排气接管容易产生疲劳断裂故障[1-2]。消声器在工作过程中受到来自不同方向的激励，垂直方向主要来自车辆行驶过程中路面的激励与发动机上下的激励。左右方向的激励是由于发动机扭转力矩产生，前后方向的激励主要来自车辆的加速与止动，当发动机的激励频率与消声器总成的固有频率相近时，会造成消声器产生共振，使零部件失效[3-4]。
本文以某型号柴油机消声器支架因设计不合理导致排气尾管断裂为研究对象，以NVH角度分析消声器支架结构优化前后性能，为优化后消声器结构的合理性提供理论依据。优化前后的消声器结构如图1所示。
1 消声器支架模态仿真分析
模态分析是研究机械结构动力特性振动分析和动态优化设计的常用方法。解析模态分析是在确定结构几何形状、材料特征、边界条件的基础上把结构的质量分布、刚度分布和阻尼分布分别用质量矩阵、刚度矩阵和阻尼矩阵表示出来，最后再确定系统的模态参数的固有频率、阻尼系数、模态振型。这些模态参数可以完整地描述系统的动力学特性[5]。
模态分析及模态测试的研究成果已经被广泛运用于工程机械设备及其零部件的振动控制中，且对机械设备进行模态分析，能得到所研究结构的模态固有属性（固有频率、振型及阻尼比）。为了使得该结构的固有频率能避开激励频率，通常可以通过避免共振，来有效控制结构的振动。而通过振型的分析，能有效发现结构的振动薄弱位置，继而可以对其结构进行优化设计，以减小其相对振动的产生。
模态仿真分析的边界与输入直接影响仿真结果的精度与准确性。以下对本文进行的仿真分析输入进行说明。
1.1 网格划分 本文将增压器、排气歧管、支架、支撑块等零部件使用二阶四面体单元，消声器、排气接管、排气尾管等使用壳单元，考察件平均网格大小为4mm，非考察见平均网格大小5-6mm。有限元模型如图2所示。
1.2 零部件材料及输入参数 本文在进行消声器支架模态仿真分析时各零部件的参数输入如表1、表2所示。
1.3 仿真分析结果 通过上述的网格划分与参数输入，优化后的消声器支架结构的模态分析结果如图3所示。消声器支架系统模态数值计算结果及振型描述如表3所示：消声器支架系统的一阶模态为99Hz，振型为消声器前后的摆动;消声器支架系统的二阶模态为145Hz，振型为消声器的左右摆动。一般规定消声器支架固有频率应大于等于80Hz，且主振型方向应沿曲轴中心线方向。通过仿真结果可知，优化后的消声器系统满足要求。
2 试验分析
为了验证仿真结果的准确性，对比分析优化前后消声器支架系统的性能，本文分别对优化前后的消声器支架系统进行了模态试验。
2.1 模态试验
本文在进行消声器支架系统模态分析时，传感器的安装位置如图4所示。分别在飞轮端悬置处、自由端悬置处、消声器支架连接处与消声器本体安装测点。
为了测试消声器支架系统的模态，本文通过测量发动机的原地升速与原地熄火振动计算消声器支架系统的模态。
2.2 优化后消声器支架系统模态分析
首先明确模态试验的坐标方向：从发动机飞轮端指向自由端为X轴正向，垂直向上为Z轴正向，右手法则确定Y轴正向。优化后的消声器系统模态试验结果如表4所示，模态振型如图5、图6所示。试验结果表明，优化后的消声器支架系统的一阶模态频率为95.23Hz，与仿真结果的误差为4%;二阶模态频率为160.12Hz，与仿真结果的误差为9%。
2.3 优化前后消声器支架系统试验对比分析
本文主要测试了发动机在原地升速工况与原地熄火工况的优化前后消声器支架系统的振动烈度，试验结果如图7、图8所示。原地升速工况下原结构消声器本体的振动烈度最大为160mm/s，优化后消声器本体的振动烈度最大为110mm/s，振动烈度降低了31%。原地熄火工况下原结构消声器本体的振动烈度为132mm/s，优化后消声器本体的振动烈度为68mm/s，振动烈度降低了48.5%。
试验结果表明：优化后消声器支架系统降低消声器的振动烈度效果显著，优化后的消声器支架系统优于原结构。
参考文献：
[1]杜晓平，尤国权，刘安宁.运用CAE分析技术解决拖拉机消声器断裂问题[J].农业装备与车辆工程，2008（08）：37-41.
[2]王玉帅，樊文欣，李康.某圆形消声器模态及动力学有限元分析[J].汽车实用技术，2015（01）：43-45.
[3]凌文曙.基于ADAMS的消声器振动耐久性分析[J].机械工程师，2008（08）：69-71.
[4]李惠彬.振动理论与工程运用[M].北京：北京理工大学出版社，2006：207-208.
[5]沃德·海伦·斯蒂芬·拉门兹，波尔·萨斯.白化同，郭继忠，译.模态分析理论与实验[M].北京：北京理工大学出版社，2001.
Abstract： Aiming at the problem of exhaust pipe fracture caused by muffler bracket resonance of a diesel engine， two kinds of muffler bracket systems before and after optimization are compared and analyzed. The mode of the optimized muffler bracket system is calculated through simulation analysis. The mode of the optimized muffler bracket system is measured through modal test and compared with the simulation results， At the same time， the vibration intensity of the muffler body before and after optimization is compared and analyzed， and the conclusion that the optimized structure is better than the original structure is obtained.
关键词：模态分析;NVH;结构优化;柴油机
Key words： modal analysis;NVH;structure optimization;diesel engine
中图分类号：U464.134.4 文献标识码：A 文章编号：1674-957X（2021）20-0074-03
0 引言
消声器支架作为柴油机系统不可或缺的重要零部件之一，起着连接柴油机与消声器的作用，它可以有效降低发动机传递到消声器的振动，使消声器正常工作。车辆在行驶过程中，受发动机自身振动的影响，发动机排出的气体产生脉动压力激励和车架振动激励等，使与消声器连接的排气接管容易产生疲劳断裂故障[1-2]。消声器在工作过程中受到来自不同方向的激励，垂直方向主要来自车辆行驶过程中路面的激励与发动机上下的激励。左右方向的激励是由于发动机扭转力矩产生，前后方向的激励主要来自车辆的加速与止动，当发动机的激励频率与消声器总成的固有频率相近时，会造成消声器产生共振，使零部件失效[3-4]。
本文以某型号柴油机消声器支架因设计不合理导致排气尾管断裂为研究对象，以NVH角度分析消声器支架结构优化前后性能，为优化后消声器结构的合理性提供理论依据。优化前后的消声器结构如图1所示。
1 消声器支架模态仿真分析
模态分析是研究机械结构动力特性振动分析和动态优化设计的常用方法。解析模态分析是在确定结构几何形状、材料特征、边界条件的基础上把结构的质量分布、刚度分布和阻尼分布分别用质量矩阵、刚度矩阵和阻尼矩阵表示出来，最后再确定系统的模态参数的固有频率、阻尼系数、模态振型。这些模态参数可以完整地描述系统的动力学特性[5]。
模态分析及模态测试的研究成果已经被广泛运用于工程机械设备及其零部件的振动控制中，且对机械设备进行模态分析，能得到所研究结构的模态固有属性（固有频率、振型及阻尼比）。为了使得该结构的固有频率能避开激励频率，通常可以通过避免共振，来有效控制结构的振动。而通过振型的分析，能有效发现结构的振动薄弱位置，继而可以对其结构进行优化设计，以减小其相对振动的产生。
模态仿真分析的边界与输入直接影响仿真结果的精度与准确性。以下对本文进行的仿真分析输入进行说明。
1.1 网格划分 本文将增压器、排气歧管、支架、支撑块等零部件使用二阶四面体单元，消声器、排气接管、排气尾管等使用壳单元，考察件平均网格大小为4mm，非考察见平均网格大小5-6mm。有限元模型如图2所示。
1.2 零部件材料及输入参数 本文在进行消声器支架模态仿真分析时各零部件的参数输入如表1、表2所示。
1.3 仿真分析结果 通过上述的网格划分与参数输入，优化后的消声器支架结构的模态分析结果如图3所示。消声器支架系统模态数值计算结果及振型描述如表3所示：消声器支架系统的一阶模态为99Hz，振型为消声器前后的摆动;消声器支架系统的二阶模态为145Hz，振型为消声器的左右摆动。一般规定消声器支架固有频率应大于等于80Hz，且主振型方向应沿曲轴中心线方向。通过仿真结果可知，优化后的消声器系统满足要求。
2 试验分析
为了验证仿真结果的准确性，对比分析优化前后消声器支架系统的性能，本文分别对优化前后的消声器支架系统进行了模态试验。
2.1 模态试验
本文在进行消声器支架系统模态分析时，传感器的安装位置如图4所示。分别在飞轮端悬置处、自由端悬置处、消声器支架连接处与消声器本体安装测点。
为了测试消声器支架系统的模态，本文通过测量发动机的原地升速与原地熄火振动计算消声器支架系统的模态。
2.2 优化后消声器支架系统模态分析
首先明确模态试验的坐标方向：从发动机飞轮端指向自由端为X轴正向，垂直向上为Z轴正向，右手法则确定Y轴正向。优化后的消声器系统模态试验结果如表4所示，模态振型如图5、图6所示。试验结果表明，优化后的消声器支架系统的一阶模态频率为95.23Hz，与仿真结果的误差为4%;二阶模态频率为160.12Hz，与仿真结果的误差为9%。
2.3 优化前后消声器支架系统试验对比分析
本文主要测试了发动机在原地升速工况与原地熄火工况的优化前后消声器支架系统的振动烈度，试验结果如图7、图8所示。原地升速工况下原结构消声器本体的振动烈度最大为160mm/s，优化后消声器本体的振动烈度最大为110mm/s，振动烈度降低了31%。原地熄火工况下原结构消声器本体的振动烈度为132mm/s，优化后消声器本体的振动烈度为68mm/s，振动烈度降低了48.5%。
试验结果表明：优化后消声器支架系统降低消声器的振动烈度效果显著，优化后的消声器支架系统优于原结构。
参考文献：
[1]杜晓平，尤国权，刘安宁.运用CAE分析技术解决拖拉机消声器断裂问题[J].农业装备与车辆工程，2008（08）：37-41.
[2]王玉帅，樊文欣，李康.某圆形消声器模态及动力学有限元分析[J].汽车实用技术，2015（01）：43-45.
[3]凌文曙.基于ADAMS的消声器振动耐久性分析[J].机械工程师，2008（08）：69-71.
[4]李惠彬.振动理论与工程运用[M].北京：北京理工大学出版社，2006：207-208.
[5]沃德·海伦·斯蒂芬·拉门兹，波尔·萨斯.白化同，郭继忠，译.模态分析理论与实验[M].北京：北京理工大学出版社，2001.