王春鳳，鄧堯鑫，涂宏海，王輝，安娜

(江鈴汽車股份有限公司，江西南昌 330001)

0 引言

油底殼的主要作用是封閉曲軸箱,作為貯油槽的外殼，防止雜質(zhì)進(jìn)入，并收集和儲(chǔ)存由柴油機(jī)各摩擦表面流回的潤(rùn)滑油，散去部分熱量，防止?jié)櫥脱趸?/p>

發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)與噪聲：發(fā)動(dòng)機(jī)的噪聲除了進(jìn)、排氣噪聲和風(fēng)扇噪聲外，結(jié)構(gòu)表面輻射噪聲也是主要的部分。在表面輻射噪聲中，薄壁件(正時(shí)齒輪室蓋板、缸蓋罩、油底殼等)占相當(dāng)大的比例，而其中油底殼的輻射噪聲占總輻射噪聲的24%左右，是最大的表面輻射噪聲源[1,2]。油底殼長(zhǎng)期承受壓力和振動(dòng)負(fù)荷。儲(chǔ)存的潤(rùn)滑油使得油底殼承受著壓力，同時(shí)還有發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行帶來的振動(dòng)。

因此對(duì)油底殼進(jìn)行聲學(xué)優(yōu)化是降低發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲的一種重要措施。在設(shè)計(jì)階段對(duì)油底殼結(jié)構(gòu)的動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行準(zhǔn)確分析、預(yù)測(cè)和調(diào)整，對(duì)整機(jī)的減振降噪具有重要意義。該油底殼系統(tǒng)采用廣泛應(yīng)用的有限元分析方法[3]，對(duì)含機(jī)油的油底殼的動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行分析，為優(yōu)化油底殼系統(tǒng)振動(dòng)和噪聲分析提供準(zhǔn)確的解決方案。

1 油底殼噪聲問題分析

考慮到發(fā)動(dòng)機(jī)的實(shí)際布置問題，油底殼采用沖壓結(jié)構(gòu)，與鑄鋁曲軸箱通過螺栓固定連接。具體結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1 油底殼結(jié)構(gòu)

1.1 油底殼噪聲情況

1.1.1 主觀評(píng)判

樣車儀表里程45 748 km。冷車啟動(dòng)，發(fā)動(dòng)機(jī)聲音正常；暖機(jī)后，車外開始出現(xiàn)轟鳴“嗡嗡”聲，車內(nèi)不明顯。

聽診器診斷，“嗡嗡”聲在油底殼處特別明顯。采用臨時(shí)措施(用木棒向油底殼中央部位施加壓力)后“嗡嗡”聲消失，停止施加力后復(fù)現(xiàn)。

1.1.2 客觀測(cè)試

在油底殼、曲軸箱布置振動(dòng)傳感器,在油底殼近場(chǎng)及車內(nèi)布置麥克風(fēng)。

對(duì)聲學(xué)數(shù)據(jù)濾波分析，確認(rèn)該“嗡嗡”聲為151 Hz左右單頻噪聲,采用臨時(shí)措施(用木棒向油底殼施加壓力)后,151 Hz噪聲由69 dB(A)降低到53 dB(A)，降低16 dB(A), 如圖2 (a)所示；油底殼151 Hz振動(dòng)加速度由13 m/s2降低到3.8 m/s2,能量減小70%，如圖2(b)所示。

1.2.2 資料分析方法 對(duì)訪談后的資料進(jìn)行整理，運(yùn)用Colaizzi的類屬分析法按7個(gè)步驟仔細(xì)閱讀所寫的訪談?dòng)涗?，析取有意義的陳述，對(duì)反復(fù)出現(xiàn)的有意義的陳述進(jìn)行編碼，將編碼的陳述進(jìn)行記錄并寫出詳細(xì)無遺漏的描述，辨別出相似的陳述，升華出主題概念，返回參與者求證。對(duì)資料的編碼、主要陳述的描述由本科2名主管護(hù)師獨(dú)立進(jìn)行，后由研究者進(jìn)行總結(jié)，以避免主觀偏倚，保證訪談資料的信、效度。通過分析與討論，整理出相關(guān)主題。

圖2 油底殼噪聲測(cè)試結(jié)果

1.2 噪聲原因分析

原地空檔加減速，測(cè)試油底殼、曲軸箱裙架X、Y、Z 三個(gè)方向的振動(dòng)情況，測(cè)點(diǎn)位置如圖3所示。

圖3 測(cè)點(diǎn)分布

測(cè)試結(jié)果顯示，油底殼在Z方向明顯存在約150 Hz共振帶，如圖4(a)所示；而曲軸箱此頻率共振帶非常微弱，如圖4(b)所示。因此確定根本原因是油底殼150 Hz左右共振帶被激勵(lì)起，產(chǎn)生了振動(dòng)噪聲。

圖4 噪聲測(cè)試彩圖

2 有限元分析

2.1 分析模型及邊界

采用流固耦合方法對(duì)裝有機(jī)油的油底殼進(jìn)行仿真計(jì)算，油底殼模型采用殼單元，密度為7.85 g/cm3，彈性模量為2.1×105MPa，泊松比為0.28；機(jī)油模型采用流體單元，密度為0.9 g/cm3，聲速為1 300 m/s[4]。油底殼厚度為1.6 mm,計(jì)算基礎(chǔ)狀態(tài)油底殼系統(tǒng)一階模態(tài)為159 Hz,與實(shí)測(cè)發(fā)現(xiàn)的共振頻率151 Hz接近。

2.2 模態(tài)分析結(jié)果

通過有限元分析，確認(rèn)了油底殼在含機(jī)油和不含機(jī)油狀態(tài)下的五階模態(tài)結(jié)果，具體結(jié)果見表1。結(jié)果表明，在含機(jī)油的狀態(tài)下，系統(tǒng)模態(tài)比不含機(jī)油的狀態(tài)低。

表1 油底殼模態(tài)計(jì)算值

3 油底殼優(yōu)化設(shè)計(jì)

通過實(shí)測(cè)及分析，確認(rèn)油底殼產(chǎn)生噪音的主要原因是由于油底殼的一階模態(tài)偏低，與發(fā)動(dòng)機(jī)產(chǎn)生共振帶。為解決該問題，需要優(yōu)化油底殼的設(shè)計(jì)，提高油底殼的一階模態(tài)。針對(duì)優(yōu)化措施，共提出6種優(yōu)化方案，并對(duì)每種優(yōu)化設(shè)計(jì)進(jìn)行了有限元分析，改善方案和改善結(jié)果見表2，各方案的分析結(jié)果如圖5所示。

表2 油底殼優(yōu)化方案

圖5 油底殼優(yōu)化方案模態(tài)分析

結(jié)合表2和圖5的分析結(jié)果可以看出，方案4、方案5、方案6的改善效果明顯，方案1、方案3效果相當(dāng)，綜合考慮可靠性及裝配性，對(duì)方案3、方案4、方案5制作樣件，并進(jìn)行整車驗(yàn)證測(cè)試。

3.1 手工樣件整車測(cè)試結(jié)果

針對(duì)方案3、方案4和方案5的樣件，進(jìn)行整車測(cè)試，測(cè)試對(duì)比結(jié)果如下：

圖6為整車熱怠速下油底殼附近的噪聲振動(dòng)圖譜。從圖6可以看出，方案3和方案5在發(fā)動(dòng)機(jī)二階振幅內(nèi)無峰值，方案4在151 Hz處仍有振動(dòng)峰值。

圖6 熱怠速油底殼附近噪聲

圖7 方案3噪聲彩圖

圖8 方案4噪聲彩圖

圖9 方案5噪聲彩圖

通過手工樣件在整車試驗(yàn)的測(cè)試結(jié)果可以得出以下結(jié)論：

方案3：油底殼內(nèi)部焊接2個(gè)肋板的效果較好，模態(tài)提高到218 Hz；

方案4：曲軸箱加2個(gè)支架+油底殼內(nèi)部焊接2個(gè)肋板方案不明顯，原因?yàn)闃蛹圃斓牟环€(wěn)定性，折彎支架未有效起到提高剛度的作用，且后續(xù)裝配時(shí)有安全隱患；

方案5：曲軸箱加2個(gè)鋼板支架的效果明顯，模態(tài)提高到244 Hz，方案5與方案3相比，分析結(jié)果和實(shí)際驗(yàn)證效果一致。

綜合以上分析及裝配可行性考慮，選擇在油底殼內(nèi)部焊接2個(gè)肋板方案作為優(yōu)化方案。

3.2 工裝樣件整車測(cè)試結(jié)果

采用方案3作為最終優(yōu)化方案，工裝件油底殼在整車的測(cè)試結(jié)果：系統(tǒng)一階模態(tài)提高至221.44 Hz，與手工件相比提高了3.44 Hz，2次測(cè)量結(jié)果相差1.55 %，測(cè)量數(shù)據(jù)穩(wěn)定可靠，并遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于激勵(lì)源振動(dòng)頻率151 Hz。整車測(cè)試噪聲彩圖如圖10所示。

圖10 工裝樣件測(cè)試噪聲彩圖

4 結(jié)論

通過對(duì)油底殼的模態(tài)分析并結(jié)合試驗(yàn)測(cè)試，發(fā)現(xiàn)造成油底殼異響的根本原因是油底殼的一階模態(tài)不滿足NVH的設(shè)計(jì)要求，油底殼在整車上共振帶被激勵(lì)，通過優(yōu)化油底殼結(jié)構(gòu)，解決了油底殼異響問題。

對(duì)于薄壁沖壓油底殼，增加肋板的設(shè)計(jì)，可以有效提升其模態(tài)，從而控制輻射噪聲，這是一種改善薄壁件NVH水平的設(shè)計(jì)方法，可以為齒輪室蓋、齒輪室隔音蓋板等薄壁零件的設(shè)計(jì)提供參考。