喻博軒 喻占武

摘 要：結合發(fā)動機振動噪聲開發(fā)需求，本文對CAE技術展開了分析，并對技術應用原理和方法進行了探討。結合實例對CAE技術進行運用，完成發(fā)動機有限元分析模型建立，采用多體動力學分析方法和邊界元法進行整機表面振動加速度計算，得到的結果與臺架試驗結果相吻合，用于噪聲開發(fā)能夠取得理想的降噪效果。

關鍵詞：CAE分析;汽車發(fā)動機;振動噪聲

1 引言

在汽車駕駛的過程中，發(fā)動機噪聲過大將造成汽車噪聲總水平提升，影響汽車駕駛舒適度。在發(fā)動機噪聲標準得到逐步提高的背景下，對發(fā)動機振動噪聲進行開發(fā)，需要加強先進技術的應用，以便在解決發(fā)動機噪聲輻射問題的同時，降低開發(fā)成本。應用CAE展開仿真分析，能夠實現(xiàn)發(fā)動機振動噪聲預測分析，提前采取措施改善結構聲品質，因此能夠滿足汽車開發(fā)需求。

2 CAE分析技術概述

CAE為計算機輔助工程分析的英文縮寫，能夠在計算機輔助下完成復雜工程和產(chǎn)的結構力學性能分析，實現(xiàn)結構性能優(yōu)化，使工程各環(huán)節(jié)得到有機組織。應用CAE的關鍵在于對工程整個生命周期的信息進行集成，利用有限元法、有限差分法等各種數(shù)學方法完成結構力學分析。針對復雜工程結構強度、動力響應、剛度、多體接觸等力學性能展開分析，應用CAE可以采用近似數(shù)值分析方法展開計算，將實際結構離散為有限數(shù)目的規(guī)則單元組合體，通過分析離散體得到能夠滿足工程精度的近似結果，用于代替實際結構分析，使工程設計上無法解決的問題得到解決[1]。而伴隨著CAE技術的分析發(fā)展，算法和理論都得到了逐步完善，衍生出的CAE軟件有較多種，用于性能分析和模擬需要完成前處理、有限元分析、后處理三個過程，完成實體建模和分析處理，根據(jù)工程設計要求和分析結果輔助用戶對方案的合理性進行判斷。

3 CAE分析在發(fā)動機振動噪聲開發(fā)中的應用

3.1 應用原理

在汽車發(fā)動機振動噪聲開發(fā)中，應用CAE分析能夠在零部件及發(fā)動機整體未制造出來時對各種特性展開分析計算，實現(xiàn)結構動態(tài)特性預測。對于彈性結構來講，振動模態(tài)為結構固有特性，通過分析結構各階模態(tài)主要特征，可以對固定頻段內結構振動模態(tài)進行預知。經(jīng)過驗證后，可以將分析得到的參數(shù)用于發(fā)動機設計，使發(fā)動機振動噪聲得到減小。采用CAE分析方法，主要通過有限元計算完成數(shù)值模態(tài)分析，能夠利用模態(tài)變換矩陣實現(xiàn)復雜自由度系統(tǒng)解耦，經(jīng)過系列單自由度系統(tǒng)振動線性疊加，能夠完成結構動力特性分析[2]。在汽車發(fā)動機中，噪聲主要來自于機械噪聲和燃燒噪聲，需要通過零部件表面向外輻射。根據(jù)聲學理論可知，噪聲將在振動面積和振動速度同時較大的位置上集中。通過噪聲測試和頻譜分析，能夠對噪聲最大頻率范圍進行確認，然后通過聲源定位確定輻射噪聲最大的零件。通過模態(tài)分析，能夠對零部件在固定頻率下的振型進行計算，確定振動面積最大位置，采用加強筋等措施縮小面積或改變頻率，最終達到降噪目標。

3.2 應用方法

應用CAE對汽車發(fā)動機進行模態(tài)分析的過程，實際就是利用相關軟件完成多自由度系統(tǒng)特征值和特征向量分析的過程，憑借軟件后處理功能可以實現(xiàn)振型和固有頻率的動態(tài)顯示。發(fā)動機作為復雜連動機構，包含缸體、缸蓋、曲柄連桿系等多個部件，先要采用多體動力學分析方法完成發(fā)動機各種激勵計算，然后采用有限元分析法進行整機表面振動加速度計算。在此基礎上，需要利用邊界元方法進行整機輻射噪聲計算。采用整機振動噪聲試驗臺架開展試驗，將試驗結果與軟件仿真分析結果進行對比，能夠確定方法是否具有可行性，能否完成發(fā)動機噪聲的高效分析，為噪聲處理提供依據(jù)。

在多體動力學分析時，可以采用EXCITE-PU軟件完成發(fā)動機曲軸動力學建模，針對燃燒載荷激勵，利用曲柄連桿機構將結構往復運動轉換為旋轉運動，完成相應模型的構建。采用EXCITE-PR，能夠完成活塞動力學建模，提供推力激勵。采用EXCITE-TD，能夠完成正時閥系激勵模型的建立，提供凸輪軸、彈簧落座力、張緊器等零部件激勵。利用ProE軟件，可以完成發(fā)動機3D模型的建立，利用Hypermesh軟件進行有限元網(wǎng)格劃分。在模型中，缸蓋、軸承蓋、鑄件支架、缸體等屬于二階四面體，利用殼單元可以進行油底殼、沖壓支架的網(wǎng)格劃分，利用質量單元可以進行增壓器等部件的替代，并實現(xiàn)對應轉動慣量、質量的附屬。采用Tie和KINCOUP能夠實現(xiàn)網(wǎng)格建立，各部件附屬相應材料屬性，可以得到約70萬網(wǎng)格數(shù)量[3]。運用建立的各種模型對發(fā)動機工作固定工況進行運算，使對應發(fā)動機表面振動加速度得到恢復，可以完成加速度分析。采用LMS Virtual.Lab軟件對發(fā)動機一米噪聲分析模型進行建立，能夠運用邊界元法獲得噪聲仿真數(shù)據(jù)。開展噪聲測試時，利用五點法進行固定轉速對應各位置噪聲的測試。與試驗數(shù)據(jù)進行比對，可以完成模型合理性驗證。

3.3 應用舉例

3.3.1 模型建立

如圖1所示，為某汽車發(fā)動機有限元模型，采用邊界元理論可以完成振動噪聲聲學包絡網(wǎng)格的建立。得到的網(wǎng)格緊貼有限元網(wǎng)格，屬于一階四邊形殼網(wǎng)格，能夠將振動傳遞至聲學保絡網(wǎng)格上。從聲學有限元分析角度來看，結構法線方向上場點聲壓與振動速度間存在線性關系。在小壓力擾動條件下，對發(fā)動機結構表面進行離散分析，能夠得到某點聲壓p={ATV（w）}{v（w）}，其中ATV指的是聲學傳遞向量，w則是角頻率，v為法線上的振動速度。采用軟件完成曲軸動力學建模分析，可以得到發(fā)動機表面振動加速度。作為聲學輸入端，利用LMS Virtual.Lab軟件能夠得到聲傳遞向量。將其當成是傳遞函數(shù)，可以得到聲場中某點聲壓值。

3.3.2 分析結果

在與五點法試驗結果進行比較時，需要在聲學網(wǎng)格外距離發(fā)動機各端面1m位置完成包絡網(wǎng)格的建立，從中選取排氣側、氣門室罩蓋等位置的對應場點，實現(xiàn)聲壓級分析結果提取，然后對各點平均值進行計算。從分析結果來看，在4000rpm工況下，模型仿真分析得到的平均聲壓級為92dB（A），試驗值為94dB（A），目標值為90dB（A）;在5000rpm工況下，仿真得到的聲壓級為102dB（A），試驗值為105dB（A），目標值為98dB（A）;在6000rpm工況下，仿真得到的聲壓級為103dB（A），試驗值為106dB（A），目標值為100dB（A）。試驗值之所以高出仿真值，主要是因為由鏈輪等附屬系統(tǒng)引發(fā)的噪聲未在模型中進行考慮。而由于仿真結果和試驗結果均比目標值大，因此需要從噪聲源著手實現(xiàn)降噪處理。

3.3.3 噪聲開發(fā)

結合分析結果，在噪聲開發(fā)方面需要完成發(fā)動機設計參數(shù)優(yōu)化。實際操作中，如果更改燃燒室、活塞缸等部位的設計，將導致發(fā)動機經(jīng)濟性、排放性能等受到影響，需要重新進行設計校核，成本過高。因此需要采用排除優(yōu)化激勵源的方法，在發(fā)動機輻射表面增設加強筋，促使結構整體剛度得到提高，達到降低振動激勵的目標。采取該種措施，也能提高發(fā)動機固有頻率，促使結構遠離振動頻率段范圍。對優(yōu)化后的結構展開仿真分析，可以發(fā)現(xiàn)4000rpm工況下平均聲壓級降為87dB（A），5000rpm工況聲壓級降為96dB（A），6000rpm工況下聲壓級降為98dB（A），獲得了明顯的降噪效果。為對方法有效性進行驗證，進行臺架試驗可以發(fā)現(xiàn)，4000rpm工況下發(fā)動機整體平均聲壓級降低2dB（A），5000rpm工況聲壓級降低4dB（A），6000rpm工況下聲壓級降低5dB（A），能夠與模型仿真分析結果相吻合，因此可以證明模型仿真分析結果具有可靠性。

4 結論

綜上所述，在汽車發(fā)動機振動噪聲開發(fā)方面，應用CAE展開分析能夠通過建模完成結構振動特性分析，為結構降噪處理提供依據(jù)。從方法驗證結果來看，模型仿真分析結果與試驗相吻合，能夠保證分析結果的合理性，因此也能夠為噪聲開發(fā)提供支持。

參考文獻：

[1]劉海剛，劉進偉，朱明超，等.某單缸汽油發(fā)動機振動噪聲預測[J].內燃機與配件，2019（16）：86-89.

[2]許國強.發(fā)動機振動噪聲試驗室規(guī)劃建設研究[J].汽車實用技術，2019（06）：124-125.

[3]黃森.發(fā)動機振動噪聲控制[J].汽車工藝師，2016（01）：74-75.