根据表1 数据建立以发动机转速为横轴，加速度RMS 值为纵轴曲线图，用以比较三种方
案所分别对应的振动加速度的大小。（图片）
图 2：恶劣路面前后测点加速度RMS 值
（图片）
图 3：铺装路面前后测点加速度RMS 值
从以上 RMS 值分析可以看出路面对消声器两测点的振动加速度幅值影响较小，可以初步判断引起消声器振动的主要因素是发动机的激励。从振动加速度幅值变化趋势上看，内部加强方案对高转速的敏感程度要低一些，超过7000rpm 后，振动加速度的上升趋势变缓。从振动加速度幅值上来看，外部加强方案的振动加速度幅值最低。
3.2 测试加速度频谱分析
对测试加速度时域信号做 FFT，得到其所对应的频谱。通过频谱图可以看出振动的主要频率成分特征，从而判断发动机激励及路面激励分别对消声器振动的贡献量。这里仅列举发动机转速4000rpm 和8000rpm 下前测点（后测点结果类似）Z 方向的振动加速度频谱。（图片）
图4：4000rpm 恶劣路Z 方向加速度频谱
（图片）
图5：8000rpm 恶劣路Z 方向加速度频谱
（图片）
图6：4000rpm 铺装路Z 方向加速度频谱
（图片）
图7：8000rpm 铺装路Z 方向加速度频谱
频谱图中可以很明显地看出恶劣路面和铺装路面的区别，主要表现在路面激励引起的低频振动上。恶劣路面频谱图中低频成分比较明显，而铺装路面低频成分几乎不存在。路面激励引起的低频成分相对于发动机激励等引起的高频成分从能量上来说相对较小，尤其当发动机转速较高时表现更明显。发动机转速所对应频率及倍频成分很明显，说明发动机激励是消声器振动进而可能产生疲劳问题的重要原因。当发动机转速达到9000rpm 左右后，发动机转速对应频率及倍频成分引起的振动还是比较明显，但是1000Hz 以上的高频振动成分明显增大，占振动能量的主要部分。
3.3 消声器结构有限元分析
根据消声器结构及实际约束状态计算消声器约束模态和在加速度载荷作用下的应力分布状况。计算结果表明在约束状态下三种消声器方案200Hz 以下都具有3~4 个共振频率存在，所以要想完全避开消声器在使用过程中的共振是非常困难的。强度分析结果显示外部加强的方案2 优于内部加强的方案1 且都明显优于原方案。
4．结论
通过对测试信号的分析可以确定引起消声器产生振动的主要原因是发动机引起的激励，路面激励引起的振动相对较小。三种方案的约束模态在200~300Hz 频率内都存在，当发动机转频或倍频达到该频率时会引起共振，从频谱及RMS 分析结果来看幅值不会放大很多。三种方案都无法完全避开该频率段。当发动机转速达到9000rpm 后，测试结果显示高频(1000Hz以上)振动成分明显增大，对消声器的疲劳很不利。内部加强和外部加强后，消声器振动水平有所下降，从测试结果来看，外部加强的效果最好，振动加速度RMS 值最小。惯性力CAE分析结果显示，加强后应力水平及应力分布状况均有比较明显的改善，其中外部加强效果最明显。综合考虑外部加强方案是三个方案中效果最好的。
由于测试条件限制，发动机转速的稳定性、行使路线的一致性都存在一定误差，所以本次测量的结果存在一定误差。CAE 计算中均采用相同的加速度值载荷边界，基本反映三种方案的振动应力分布状况。考虑到测试RMS 值外部加强方案最小，所以实际中外部加强方案与其他方案的差别还要明显。
参考文献：
[1] 工程振动测试与分析. [M]. 李方泽、刘馥清，高等教育出版社， 1992
[2] 踏板式摩托车振动实验分析. [J]. 李以农、米林、杨城，重庆大学学报，2003-2
[3] LMS 帮助系统
1/31/2013
