基于LMS Virtual.Lab的排氣系統(tǒng)振動(dòng)性能優(yōu)化

作者：時(shí)間：2013-04-09 來源：網(wǎng)絡(luò)

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1 前言

車身的振動(dòng)會(huì)通過座椅、地板和方向盤傳遞到車內(nèi)駕駛員和乘客，同時(shí)車身的振動(dòng)也會(huì)通過車身壁板等輻射出去產(chǎn)生車內(nèi)噪聲。排氣系統(tǒng)是動(dòng)力總成振動(dòng)激勵(lì)源傳遞到車身的重要路徑，所以控制傳遞到車身的激勵(lì)是排氣系統(tǒng)振動(dòng)控制的最重要目標(biāo)之一。

排氣系統(tǒng)振動(dòng)優(yōu)化分析流程主要如下：1）建立有限元模型；2）計(jì)算排氣系統(tǒng)模態(tài)；3）LMS Virtual.Lab中導(dǎo)入FE模型和模態(tài)計(jì)算文件；4）定義激勵(lì)力和輸入輸出點(diǎn)；5）計(jì)算排氣系統(tǒng)傳遞到車身的激勵(lì)；6）優(yōu)化；7）重新校驗(yàn)排氣系統(tǒng)傳遞到車身的激勵(lì)。

2 模型建立

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圖1 排氣系統(tǒng)等有限元模型

為了提高建模及計(jì)算速度，首先建立排氣系統(tǒng)、動(dòng)力總成、懸置系統(tǒng)及副車架有限元模型，如圖1所示。其中動(dòng)力總成和排氣系統(tǒng)懸置用CBUSH單元表示，剛度值為測(cè)試值。動(dòng)力總成質(zhì)心、質(zhì)量及轉(zhuǎn)動(dòng)慣量數(shù)據(jù)通過轉(zhuǎn)動(dòng)慣量測(cè)試臺(tái)測(cè)試得到。排氣系統(tǒng)掛鉤用CBEAM單元表示。

3 排氣系統(tǒng)振動(dòng)分析

建立好模型后，通過NASTRAN計(jì)算得到整個(gè)系統(tǒng)的模態(tài)分析結(jié)果。在LMS Virtual.Lab中導(dǎo)入FE模型和模態(tài)結(jié)果文件，并在動(dòng)力總成質(zhì)心激勵(lì)點(diǎn)添加動(dòng)力總成理論激勵(lì)，如圖2所示，并將輸出點(diǎn)定義為所有排氣系統(tǒng)懸置車身側(cè)振動(dòng)響應(yīng)。

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圖2 4缸發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力總成2階激勵(lì)

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圖3 排氣系統(tǒng)輸入輸出點(diǎn)定義

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圖4 排氣系統(tǒng)懸置車身側(cè)三向加速度響應(yīng)曲線

通過基于模態(tài)的力激勵(lì)響應(yīng)分析，得到排氣系統(tǒng)懸置車身側(cè)加速度響應(yīng)曲線，如圖4所示?？梢钥闯觯艢庀到y(tǒng)在33-200Hz之間動(dòng)力總成二階激勵(lì)對(duì)排氣系統(tǒng)懸置車身側(cè)產(chǎn)生了若干峰值激勵(lì)。這些激勵(lì)可能與車身地板模態(tài)共振，并引起地板較大的激勵(lì)響應(yīng)。通過測(cè)試車內(nèi)聲壓并對(duì)聲壓響應(yīng)進(jìn)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(xiàn)與二階激勵(lì)相關(guān)的峰值激勵(lì)。對(duì)照?qǐng)D4排氣系統(tǒng)懸置車身側(cè)加速度響應(yīng)曲線可以初步判斷，動(dòng)力總成激勵(lì)可能在46Hz和101Hz附近通過排氣系統(tǒng)掛鉤激勵(lì)車身地板，進(jìn)而引起車內(nèi)噪聲峰值過大。

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