汽车发动机排气系统动力减振器研究与应用

陈晓梅 朱光贞 牛文博 孔祥瑞 张紫广

（中国第一汽车股份有限公司技术中心 汽车振动噪声与安全控制综合技术国家重点实验室）

1 前言

汽车排气系统的振源主要有4个，即发动机的机械振动、发动机的气流冲击、声波激励和车身运动。发动机的振动传递给排气系统，一方面通过吊挂传递给车身，车身的振动通过座椅、转向盘和驾驶室地板直接传递给乘客，同时车身振动也会引起车内噪声；另一方面，发动机和车身的振动激励会直接对排气系统造成破坏性影响。因此，要求排气系统的模态（尤其是弯曲模态）和车身的模态分开，以避免引起共振和造成车内共鸣；并且排气系统的固有频率也不可设计在发动机的常用转速激励范围内，以免造成排气系统疲劳性断裂。排气系统是否合理布置会影响整车NVH性能和排气系统的使用寿命。

在排气系统无法通过改变质量和刚度来改变模态，而导致车内振动噪声增大或排气系统由于共振导致破坏的情况下，在排气系统上加装动力减振器是有效的解决方法。

本文通过模态分析的方法对某轿车装配与未装配动力减振器的排气系统进行试验对比与分析，研究减振器的设计参数与加装减振器的位置，并为产生断裂现象的某轻型汽车排气系统设计一种装有沙粒的动力减振器。

2 动力减振器简介

动力减振器[2]有两种，分为无阻尼动力减振器和有阻尼动力减振器。

2.1 无阻尼动力减振器

无阻尼动力减振器可以简化为单质量弹簧系统，与原结构构成两自由度系统（图1）。

图 1中由物体 A（质量为 MA）和弹簧 C（弹簧刚度为K1）组成的系统称为主系统，由物体B（质量为MB）和弹簧D（弹簧刚度为K2）组成的附加系统称为减振器。该减振器使原来的单自由度系统变成2自由度系统，因而该系统有2个固有频率，当激振频率与其中任一频率相等时，系统就会发生共振。如果激振频率可以在相当大的范围内改变时，动力减振器只是使原来1个共振频率的振动系统改变为2个共振频率的振动系统，不能起到减振作用。所以，该动力减振器只是用于激振频率固定的情况，当减振器的固有频率等于激振频率时，减振器弹簧力 K2×X2=-F1sinωt，即其平衡了主质量上的作用力F1sinωt，使主系统的振动转移到减振器上来，消除了主质量的振动，使主系统保持不动。需要注意的是控制附加减振器后的2个自由度系统的固有频率相距越远越好。

无阻尼动力减振器是为在某个给定的频率消除主系统的振动而设计的，适用于激振频率不变或稍有变动的工作设备。

2.2 有阻尼动力减振器

当系统的激振频率在较宽范围内变动时，要消除其振动，需要有阻尼动力减振器。图2所示的系统中，物体 E（质量为 ME）和弹簧 H（弹簧刚度为 K3）组成主系统；物体 F（质量为 MF）、弹簧 I（弹簧刚度为 K4）和粘性阻尼器G（阻尼为C）组成的系统称为有阻尼动力减振器，其作用是使主系统在相当宽的频率范围内的振动减小到要求程度。图3是典型的带有有阻尼减振器主系统振幅频响函数曲线。

图 3 中质量比 μ=MF/ME； 频率比 α=ω2/ω1=1（ω1为主系统的固有频率，ω2为动力减振器的固有频率）； 动力减振器阻尼比 ξ=C/(2×MF×ω2)；x1为 ME的稳态响应振幅；Xst=F1/K3，为主系统静变形。

a.当ξ=0时，相当于无阻尼强迫振动，曲线有两个共振频率，即为无阻尼动力减振器系统。

b.当ξ=∞时，相当于两个物体刚性连接为一整体，系统成为以该整体和弹簧构成的单自由度系统。

c. 要使M2系统成为有阻尼减振器系统，则阻尼比要介于ξ=0和ξ=∞之间，阻尼使共振附近的振幅显著减小，但在激励频率 ω〈〈ω1或 ω〉〉ω2的范围内阻尼的影响很小，因此对于ξ值的选择很重要。

d.图中S点、T点位置与减振器的位置、M1、M2、ω1、ω2有关，而与减振器阻尼 C的大小无关。 在设计有阻尼动力减振器时，合理选择最佳阻尼比ξ和最佳频率比α，以使x1/Xst在S点、T点所对应的振幅以下，从而使减振器能够在相当宽的频率范围内减小主系统的振动。

3 动力减振器参数及位置的确定

结构件的模态特性可以通过模态试验或模态计算得到，通过对结构件进行模态试验，可以得到需要减振件的主要阶次频率值和阻尼比，而频率值也可以通过模态计算求得。

结构件等效为单自由度系统时的等效质量可以通过如下公式求得[4]:

式中，mk为模态质量；Vik为该模态的位移幅值；Vi为归一化的模态位移系数；ωd为有阻尼时的模态频率；j2=-1。

从公式（1）可以看出，结构件的等效质量和动力减振器的安装位置有关，动力减振器的位置不同，则Vik、Vi都不同；动力减振器一般安装在结构件的反节点上，安装位置离反节点越远，主系统的等效质量越大。结构件等效为单自由度系统时，结构件的等效质量可看作主系统的质量ME，即meq≈ME。

结构件的等效质量也可以通过另一种方法得到，即在结构件安装动力减振器处附加一质量madd，结构件的模态频率将从fn1变为fn2，因此可以通过如下方程求得等效质量meq:

已知结构件的等效质量、频率、阻尼比，可以合理选择质量比μ、频率比α、阻尼比ξ，并能计算出弹簧刚度k。

4 带有动力减振器的排气系统试验

4.1 试验样件简介

试验件为一套轿车V型6缸发动机排气系统，属于双入口单出口型；与该排气系统相配的发动机在整车上纵向布置，发动机曲轴转动方向与排气系统平行，因此易引起排气系统的扭转振动，而不易引起弯曲振动。一般情况下，弯曲振动通过吊挂传到车身上的力要比扭转振动传递的力大。减振器示意图如图4所示。

从图4可以看出，该排气系统减振器是一个2自由度系统，金属1的质量为m1，橡胶的刚度为k1，阻尼为C1；金属1和橡胶的质量为m2,金属2的刚度为k2。

带减振器的排气系统上有两个消声器，前消声器的后端面上焊有第1个吊挂钩，距第1个吊挂约12 cm为第2个吊挂点；后部的消声器前、后两端面各有1个吊挂点。排气系统上的减振器布置在两消声器之间。

4.2 试验仪器设备

试验中使用的仪器设备如表1所列。

表1 仪器设备

4.3 减振器固有频率测量

减振器为弹簧—质量系统，因此需对其进行固有频率测量。具体做法是将包含减振器的排气管两段卡住，在减振器上布置加速度传感器并采用锤击法测量固有频率。图5为频响曲线图。

该减振器两固有频率为26.2 Hz、77.9 Hz，两频段 α=ω减振器/ω排气系统（无减振器）≈0.93、1.16；排气系统与减振器的μ=M2/M1≈0.043，其中M2为减振器质量，M1为无减振器的排气系统质量，即该排气系统的等效质量。

4.4 排气系统模态测量

将整个排气系统按照实车情况安装在试验台架上，其中排气系统两入口按一定角度固定在铁方箱上。与实车最大的不同是，实车上发动机通过悬置连接在车身上，而铁方箱放在铁地板上没有悬置系统。

在排气系统上选择36个拾振点，采用力锤激励，激励点选在排气尾管最末端，激励方向与xoy、xoz、yoz3个平面均成 45°；测点几何模型如图6所示，测量频率范围为 0～200 Hz。图 7是带减振器排气系统在频率为65.1 Hz时的振型。试验分两种情况进行，一种是装配减振器后进行模态测量，另一种是未装配减振器直接进行模态测量。

4.5 数据处理

分析频率为 0～200 Hz，数据处理利用 LMS Test_Lab中PolyMAX（最小二乘复频域法）分析方法进行模态参数的识别。

4.6 试验结果分析

图8为模态测量获得的频率响应函数曲线对比分析图。从图8可以看出，减振器主要起作用频带范围为 20～100 Hz，具体体现在 20～30 Hz、50～80 Hz之间的峰值、幅值都有显著降低和频率前移。

在62～70 Hz的频率范围内，配备减振器的频率为65.1 Hz，未配备减振器的频率是67.1 Hz,由图7可知频率为65.1Hz时的振型为排气系统前部（入口处）扭转+中后部垂直2阶弯曲，4吊挂中前两个吊挂在振型节点附近，后两个吊挂不在振型节点位置。一般垂直弯曲振动通过吊挂传到车身上的力最大，同时吊挂上的力也会以结构噪声的方式传递到车身内。结合图7振型分析可知，该减振器主要作用之一即降低了该排气系统67.1 Hz共振的振幅，以降低或消除在该频率下排气系统共振对车身内部NVH性能的影响。频率67.1 Hz对应的V6发动机转速为1342 r/min；轿车的车内空腔低频共鸣频率一般为40～80 Hz（这是由轿车车内空腔结构特点决定的），该动力减振器的具体作用是避免低频振动噪声传向车内并造成空腔低频共鸣，从而提高整车舒适性。

在20～30 Hz的频率范围内，排气系统未配备减振器时存在两个共振频率，即26.4 Hz（垂直2阶弯曲）和28.1 Hz（水平2阶弯曲）；加装动力减振器后，峰值频率为24.0 Hz、26.1 Hz和27.2 Hz，并且振幅下降较大。一般情况下，20～30 Hz的频率范围是车身1阶弯曲、1阶扭转固有频率所在范围，与车身相连的排气系统的模态频率要与车身模态分离，该减振器在这一频段的作用为降低排气系统共振的振幅，减小向车身传递的振动并避开车身的1阶弯曲、1阶扭转模态。

5 动力减振器应用

以新开发试制的某轻型汽车为试验车，在平直的路面上行驶时排气系统没有出现问题；在山路进行可靠性试验时，排气系统中部断裂。对该试验车排气系统做模态分析，综合频响曲线如图9所示。经分析,排气系统最有可能的破坏频率为38Hz，该模态频率振型如图10所示，其振型为垂直1阶弯曲（并伴有水平1阶弯曲）。

由图10可知，该排气系统固有频率为38 Hz时反节点位置在消声器输入端，在行驶过程中该处最高温度可达300°以上。如采用有阻尼动力减振器，且使用传统的橡胶作为阻尼材料，则在高热环境下排气系统中部会很快老化失效，因此借鉴国外经验而采用加装沙粒作为阻尼材料。首先按照无阻尼减振器设计动力减振器，根据上述试验测得结果取质量比μ=0.043、频率比α=1.2，则可计算出减振器的质量、刚度、频率，同时将减振器设计成空腔，以便在其中加入颗粒状物体[5]。

图11和图12分别是在车上消声器输入端和排气尾管处时原车排气系统、减振器加沙子和不加沙子时频响试验比较结果。从图11和图12可以看出，减振器在消声器输入端和在车上排气尾管处都能使排气系统38 Hz共振频率变成两振幅较小的共振频率，且加沙子后振幅均下降较大。图13是原车与加沙子减振器放在消声器输入端和尾管频响函数比较，可以看出减振器在消声器输入端比在尾管处获得的两共振频率间隔较大、振幅降低较多。

通过上述一系列试验，最终选择动力减振器安装在消声器输入端。经试验车验证，加装沙子的动力减振器解决了山路行驶排气系统断裂问题。

6 结束语

在汽车排气系统上加装动力减振器可以解决其振动问题。介绍了动力减振器的减振原理，并通过理论研究和模态试验获得动力减振器质量比、频率比、阻尼比以及刚度等参数确定方法。

排气系统前中部温度较高，传统的橡胶等不适合做动力减振器的阻尼材料，可以以小颗粒的普通沙子做阻尼材料来设计排气系统的动力减振器。针对一台排气系统高温部位产生断裂的试验车设计出以普通沙子为阻尼材料的动力减振器，解决了该车排气系统共振断裂问题。

1 庞剑,谌刚,何华.汽车噪声与振动—理论与应用.北京:北京理工大学出版社，2006，236～284.

2 张义民.机械振动力学.长春:吉林科学技术出版社，2000，83～86.

3 马大酞.噪声与振动控制土程手册.北京:机械工业出版社，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.