王偉民,王江濤,陳 濤,張志明,史來鋒,范富貴,馬明堂,林 運(yùn)

(1.東風(fēng)汽車公司技術(shù)中心, 武漢 430058; 2.李斯特技術(shù)中心(上海)有限公司, 上海 201206)

前言

隨著人們對(duì)汽車動(dòng)力性、燃油經(jīng)濟(jì)性和排放性能等的要求不斷提高，小型增壓直噴汽油機(jī)成為乘用車發(fā)動(dòng)機(jī)開發(fā)的重點(diǎn)領(lǐng)域。增壓直噴技術(shù)滿足了人們對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力性和燃油經(jīng)濟(jì)性的追求，但由此帶來的可靠性和NVH問題也須引起重視。采用增壓直噴技術(shù)后，發(fā)動(dòng)機(jī)的負(fù)荷大幅增加，NVH問題也較自然吸氣發(fā)動(dòng)機(jī)顯得尤為突出。

發(fā)動(dòng)機(jī)NVH特性對(duì)于汽油發(fā)動(dòng)機(jī)開發(fā)至關(guān)重要，它直接影響整車舒適性、可靠性和耐久性等[1]。傳統(tǒng)發(fā)動(dòng)機(jī)NVH性能開發(fā)多基于經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì)、試驗(yàn)開發(fā)和反復(fù)優(yōu)化試驗(yàn)等，往往開發(fā)周期長，成本高，改善效果差，NVH性能和開發(fā)時(shí)間進(jìn)度均難以保證。利用CAE技術(shù)在設(shè)計(jì)前期就進(jìn)行NVH性能預(yù)測(cè)，是保證發(fā)動(dòng)機(jī)NVH性能的重要手段[2-3]。

本文中利用CAE手段對(duì)一款增壓直噴汽油機(jī)的表面振動(dòng)和結(jié)構(gòu)輻射噪聲進(jìn)行仿真預(yù)測(cè)。根據(jù)仿真結(jié)果，找出造成輻射噪聲較大的薄弱部位，并對(duì)其進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn)，通過再一次仿真進(jìn)行確認(rèn)。然后對(duì)改進(jìn)的新結(jié)構(gòu)進(jìn)行試制，并重新裝機(jī)進(jìn)行NVH性能測(cè)試，結(jié)果證實(shí)了改進(jìn)措施十分有效。文中還對(duì)增壓直噴發(fā)動(dòng)機(jī)特有的增壓器和高壓噴油系統(tǒng)噪聲問題進(jìn)行了分析和改進(jìn)。

1 基于仿真預(yù)測(cè)的發(fā)動(dòng)機(jī)本體輻射噪聲改進(jìn)

1.1 研究對(duì)象

本文研究對(duì)象為一款直列四缸汽油機(jī)，采用渦輪增壓及缸內(nèi)直噴技術(shù)，額定功率105kW,最大轉(zhuǎn)矩218N·m,最大爆發(fā)壓力達(dá)到9.5MPa，為同排量自然吸氣、氣道噴射汽油機(jī)的1.5倍左右，發(fā)動(dòng)機(jī)負(fù)荷顯著增大。

1.2 多體動(dòng)力學(xué)與有限元相結(jié)合的整機(jī)表面振動(dòng)仿真

多體動(dòng)力學(xué)(MBD)與有限元(FEM)相結(jié)合的整機(jī)表面振動(dòng)分析流程如圖1所示。缸內(nèi)氣體壓力通過一維性能仿真得到。首先對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)各運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析，得到機(jī)體受到的激勵(lì)載荷；然后建立整機(jī)有限元模型，并通過模態(tài)縮減法進(jìn)行模型縮減，得到方便計(jì)算的整機(jī)縮減模型；最后將缸壓和發(fā)動(dòng)機(jī)其它激勵(lì)加載到整機(jī)縮減模型上，建立整機(jī)強(qiáng)迫振動(dòng)分析模型，得到整機(jī)振動(dòng)結(jié)果。通過整機(jī)振動(dòng)分析得到整機(jī)表面振動(dòng)速度，進(jìn)行邊界元分析，從而對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)輻射噪聲進(jìn)行分析計(jì)算[4-5]。

1.2.1 整機(jī)激勵(lì)載荷分析

(1) 缸壓激勵(lì) 發(fā)動(dòng)機(jī)缸內(nèi)壓力曲線可以通過一維性能仿真獲得。在有試驗(yàn)樣機(jī)的情況下，通過試驗(yàn)測(cè)試可以得到更為精確的缸壓激勵(lì)。

(2) 正時(shí)系統(tǒng)激勵(lì) 正時(shí)系統(tǒng)的激勵(lì)主要包括兩部分：第一部分，氣門落座的敲擊力、凸輪軸對(duì)軸承座的載荷和氣門彈簧對(duì)彈簧座的激勵(lì)；第二部分，正時(shí)鏈導(dǎo)板和張緊器的固定螺栓對(duì)缸體的激勵(lì)力。正時(shí)系統(tǒng)的激勵(lì)通過多體動(dòng)力學(xué)仿真分析得到。

(3) 活塞敲擊力激勵(lì) 活塞敲擊力是在缸內(nèi)爆發(fā)壓力的作用下，活塞與缸套之間由于間隙的存在從而產(chǎn)生的拍擊力。為了精確計(jì)算活塞在氣缸內(nèi)的運(yùn)動(dòng)，須考慮活塞和缸套的輪廓和熱變形。

(4) 曲軸主軸承載荷激勵(lì) 曲軸主軸承載荷是引起整機(jī)結(jié)構(gòu)振動(dòng)的主要激勵(lì)源。主軸承載荷不單獨(dú)計(jì)算，在進(jìn)行整機(jī)振動(dòng)計(jì)算時(shí)自動(dòng)生成并加載在缸體軸承座對(duì)應(yīng)的節(jié)點(diǎn)上。

1.2.2 整機(jī)有限元模型的建立及模態(tài)縮減

整機(jī)有限元模型包括缸體，缸蓋，油底殼，鏈殼，缸蓋罩，各個(gè)附件，變速器殼體，懸置和進(jìn)、排氣歧管等。不包含曲柄連桿機(jī)構(gòu)、配氣系統(tǒng)、前端帶系等運(yùn)動(dòng)件。整機(jī)有限元網(wǎng)格主要由實(shí)體單元和殼單元組成，主要連接螺栓用BEAM梁?jiǎn)卧M。。

由于整機(jī)模型的網(wǎng)格數(shù)達(dá)到90萬，直接進(jìn)行強(qiáng)迫振動(dòng)分析的計(jì)算量十分龐大。進(jìn)行基于模態(tài)綜合理論[6]的模態(tài)縮減不僅可以大大縮減計(jì)算的時(shí)間，同時(shí)能夠保證計(jì)算精度。

1.2.3 整機(jī)振動(dòng)分析

額定轉(zhuǎn)速(5 000r/min)全負(fù)荷時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)整機(jī)表面振動(dòng)速度級(jí)結(jié)果如圖2左側(cè)所示。圖中輸出的是表面法向速度500～3 000Hz頻率范圍內(nèi)的結(jié)果。表面振動(dòng)速度級(jí)的定義為

Lv=20lg(V/V0)

式中：Lv為表面速度級(jí)；V為表面振動(dòng)速度；V0為參考速度，V0=5×10-8m/s。

從表面速度級(jí)結(jié)果可以看出，發(fā)動(dòng)機(jī)頂端的缸蓋罩，油底殼，前端鏈殼帶輪和進(jìn)、排氣系統(tǒng)等部件表面振動(dòng)加速度級(jí)結(jié)果較高。其中缸蓋罩表面速度級(jí)最大值達(dá)到116dB(A)，且大部分區(qū)域都超過了110dB(A)。

1.3 基于仿真分析的結(jié)構(gòu)改進(jìn)設(shè)計(jì)

根據(jù)上一節(jié)計(jì)算結(jié)果，針對(duì)上述部件進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn)，如表1所示。結(jié)構(gòu)改進(jìn)的主要手段為：增加結(jié)構(gòu)剛度，提高模態(tài)，提高薄壁件面剛度和減小輻射表面積。

表1 結(jié)構(gòu)改進(jìn)措施列表

1.4 改進(jìn)效果仿真預(yù)測(cè)

1.4.1 發(fā)動(dòng)機(jī)表面振動(dòng)改善效果仿真預(yù)測(cè)

在完成上述改進(jìn)設(shè)計(jì)后，根據(jù)改進(jìn)數(shù)模重新建立有限元模型并進(jìn)行了模態(tài)縮減。改進(jìn)前后的整機(jī)5 000r/min全負(fù)荷下表面振動(dòng)速度級(jí)結(jié)果如圖2所示。缸蓋罩表面振動(dòng)速度級(jí)下降顯著，進(jìn)、排氣系統(tǒng),前端鏈殼,帶輪和油底殼表面振動(dòng)也明顯改善。

1.4.2 發(fā)動(dòng)機(jī)輻射噪聲改善效果仿真預(yù)測(cè)

運(yùn)用邊界元法(BEM)計(jì)算得到的發(fā)動(dòng)機(jī)表面輻射噪聲聲壓級(jí)結(jié)果如圖3所示。

計(jì)算時(shí)按照DIN標(biāo)準(zhǔn)設(shè)置4個(gè)計(jì)算測(cè)點(diǎn)。測(cè)點(diǎn)的位置為發(fā)動(dòng)機(jī)各側(cè)包絡(luò)面中心點(diǎn)向外1m處，定義方法與試驗(yàn)測(cè)試時(shí)測(cè)點(diǎn)布置保持一致。

從圖3中可以看出，改進(jìn)后發(fā)動(dòng)機(jī)從500～3 000Hz各頻率段聲壓級(jí)均明顯下降，其中1 250Hz改善達(dá)到7dB(A)；發(fā)動(dòng)機(jī)4點(diǎn)平均總聲壓級(jí)由98.3dB(A)降低至94.6dB(A)，改善3.7dB(A)。從發(fā)動(dòng)機(jī)輻射噪聲仿真結(jié)果可以看出，對(duì)基礎(chǔ)發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)行的結(jié)構(gòu)改進(jìn)效果顯著。

2 增壓器和高壓燃油系統(tǒng)噪聲的改進(jìn)

基于仿真預(yù)測(cè)的發(fā)動(dòng)機(jī)輻射噪聲改進(jìn)方法能夠?qū)Πl(fā)動(dòng)機(jī)主要部件的輻射噪聲進(jìn)行仿真和結(jié)構(gòu)改進(jìn)，而增壓器和高壓噴油系統(tǒng)引起的噪聲由于其自身結(jié)構(gòu)復(fù)雜，很難進(jìn)行仿真預(yù)測(cè)。針對(duì)上述增壓直噴發(fā)動(dòng)機(jī)特有的噪聲，一般通過理論分析與試驗(yàn)相結(jié)合的手段進(jìn)行改進(jìn)。

2.1 增壓器噪聲的改進(jìn)

增壓器噪聲是增壓發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲的一個(gè)重要來源。渦輪增壓器噪聲一般分為自激勵(lì)產(chǎn)生的機(jī)械噪聲和內(nèi)部氣體產(chǎn)生的氣動(dòng)噪聲。在本文場(chǎng)合，氣動(dòng)噪聲不明顯，故僅考慮機(jī)械噪聲。機(jī)械噪聲主要有同步噪聲和次同步噪聲。同步噪聲是由于葉輪轉(zhuǎn)子在高轉(zhuǎn)速下因自身的不平衡產(chǎn)生擾動(dòng)，引起轉(zhuǎn)子的自激勵(lì)振動(dòng)而產(chǎn)生的噪聲。同步噪聲頻率與增壓器渦輪轉(zhuǎn)頻相同。次同步噪聲是由于渦輪轉(zhuǎn)子軸承油膜振蕩和轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動(dòng)造成振動(dòng)激勵(lì)而產(chǎn)生的噪聲，其噪聲頻率為渦輪轉(zhuǎn)頻的0.3～0.5倍。

圖4(a)為原機(jī)各轉(zhuǎn)速下排氣側(cè)噪聲頻譜圖。由圖可見，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速從1 800～5 500r/min(增壓器轉(zhuǎn)速180 000～240 000r/min，轉(zhuǎn)頻3 000～4 000Hz)，發(fā)動(dòng)機(jī)排氣側(cè)900～1 000Hz噪聲，以及3 000～4 000Hz噪聲較為明顯，其頻率特性與增壓器轉(zhuǎn)動(dòng)頻率吻合或成一定的倍數(shù)關(guān)系。根據(jù)噪聲的頻域特性，判斷上述噪聲分別為增壓器的次同步噪聲和同步噪聲。

根據(jù)同步噪聲和次同步噪聲的機(jī)理，對(duì)增壓器轉(zhuǎn)子的動(dòng)平衡及轉(zhuǎn)子軸承間隙進(jìn)行了優(yōu)化改進(jìn)設(shè)計(jì)。改進(jìn)后發(fā)動(dòng)機(jī)排氣側(cè)噪聲頻譜圖如圖4(b)所示，渦輪增壓器同步噪聲和次同步噪聲已基本消除。

2.2 高壓噴油系統(tǒng)噪聲改進(jìn)

高壓噴油系統(tǒng)噪聲也是直噴汽油機(jī)怠速和中低速噪聲的重要來源。高壓噴油系統(tǒng)噪聲主要包括凸輪油泵柱塞的敲擊聲、系統(tǒng)內(nèi)部油壓波動(dòng)引起自身結(jié)構(gòu)振動(dòng)而產(chǎn)生的結(jié)構(gòu)輻射聲、噴油器針閥敲擊聲和高壓噴油系統(tǒng)自身振動(dòng)傳遞到發(fā)動(dòng)機(jī)缸蓋上通過缸蓋與蓋罩等部件產(chǎn)生的輻射噪聲[7]。

高壓噴油系統(tǒng)噪聲可通過以下3種方法進(jìn)行改進(jìn)。一是主動(dòng)降噪，即通過優(yōu)化控制高壓油泵柱塞的開啟關(guān)閉，降低系統(tǒng)內(nèi)壓力波動(dòng)，從而通過減小激勵(lì)的方式實(shí)現(xiàn)降噪；二是被動(dòng)降噪，通過在高壓噴油系統(tǒng)和缸蓋接觸處增加隔振措施，減小振動(dòng)激勵(lì)向缸蓋的傳遞；三是聲音隔離，即通過在高壓油泵、油軌等部件上面安裝隔音材料以隔離其噪聲向外傳遞[8]。

圖5為采用上述第一種和第三種降噪措施，發(fā)動(dòng)機(jī)怠速工況下改進(jìn)前后發(fā)動(dòng)機(jī)1m聲壓級(jí)試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果對(duì)比。由圖可見，高壓噴油系統(tǒng)采取降噪措施后，離發(fā)動(dòng)機(jī)頂端1m處的聲壓級(jí)改善1.7dB(A)，進(jìn)氣側(cè)改善1.3dB(A)，效果顯著。

3 改進(jìn)后發(fā)動(dòng)機(jī)NVH性能試驗(yàn)結(jié)果

在對(duì)改進(jìn)前后發(fā)動(dòng)機(jī)整機(jī)輻射噪聲進(jìn)行預(yù)測(cè)并確認(rèn)改進(jìn)措施具備一定改善效果后，進(jìn)行了改進(jìn)樣件試制。試制完成后，重新裝機(jī)進(jìn)行了發(fā)動(dòng)機(jī)1m輻射噪聲測(cè)試。1 000～5 000r/min全負(fù)荷時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)1m噪聲測(cè)試結(jié)果如圖6所示。

測(cè)試結(jié)果顯示，在額定轉(zhuǎn)速5 000r/min時(shí)改進(jìn)后的發(fā)動(dòng)機(jī)4點(diǎn)平均1m噪聲聲壓級(jí)較原機(jī)下降3dB(A)，與仿真預(yù)測(cè)的改善效果3.7dB(A)十分接近。其它轉(zhuǎn)速下發(fā)動(dòng)機(jī)1m聲壓級(jí)也下降顯著，其中1 750r/min下降接近4dB(A)。

通過試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果也證實(shí)了仿真預(yù)測(cè)的改善效果，說明CAE手段能夠在發(fā)動(dòng)機(jī)NVH性能改善中起到指導(dǎo)作用。

4 結(jié)論

(1)建立了多體動(dòng)力學(xué)和有限元相結(jié)合的整機(jī)振動(dòng)仿真模型，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)整機(jī)振動(dòng)進(jìn)行了仿真預(yù)測(cè)。通過分析整機(jī)表面振動(dòng)計(jì)算結(jié)果找到了發(fā)動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)弱點(diǎn)，并進(jìn)行了結(jié)構(gòu)改進(jìn)設(shè)計(jì)。運(yùn)用邊界元法對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)改進(jìn)前、后整機(jī)輻射噪聲改善效果進(jìn)行了仿真預(yù)測(cè)，結(jié)果顯示提出的結(jié)構(gòu)改善措施能夠有效降低整機(jī)輻射噪聲3.7dB(A)。

(2)在通過仿真預(yù)測(cè)手段確認(rèn)整機(jī)噪聲改善效果后，進(jìn)行了改進(jìn)樣機(jī)試制，并對(duì)改進(jìn)前、后發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲進(jìn)行了測(cè)量。測(cè)量結(jié)果顯示改進(jìn)后發(fā)動(dòng)機(jī)輻射噪聲下降3dB(A),與仿真預(yù)測(cè)結(jié)果十分接近。說明基于仿真預(yù)測(cè)提出的改進(jìn)措施能夠有效降低發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲,并且僅通過一輪改進(jìn)設(shè)計(jì)和試制就達(dá)到了良好的NVH性能改善效果。

(3)對(duì)增壓直噴汽油機(jī)特有的渦輪增壓器噪聲和高壓噴油系統(tǒng)噪聲進(jìn)行了分析，并提出了一系列改進(jìn)措施。試驗(yàn)結(jié)果證明：第一,通過改善渦輪增壓器轉(zhuǎn)子平衡性能和優(yōu)化轉(zhuǎn)子軸承間隙，能夠有效消除增壓器同步噪聲和次同步噪聲；第二,通過優(yōu)化油泵柱塞開啟策略和采用隔音罩，能夠有效降低發(fā)動(dòng)機(jī)低轉(zhuǎn)速噪聲。

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