楊延濤，曹貽鵬，馬修真

(1.海軍裝備部招標(biāo)中心，北京 100071;2.哈爾濱工程大學(xué)動力裝置工程技術(shù)研究所，黑龍江 哈爾濱 150001)

0 引言

在發(fā)動機(jī)的所有噪聲源中，發(fā)動機(jī)表面的輻射噪聲是主要的噪聲源。它主要由燃燒噪聲和機(jī)械噪聲構(gòu)成，當(dāng)發(fā)動機(jī)高速運轉(zhuǎn)時，機(jī)械噪聲往往是最主要的噪聲源。國內(nèi)外研究表明，全負(fù)荷下柴油機(jī)的氣缸體和油底殼表面輻射的噪聲合計占整機(jī)噪聲的55%左右［1］;通過缸蓋與氣缸蓋罩表面輻射的噪聲僅占整機(jī)噪聲的18.7%，由此，氣缸體和油底殼是發(fā)動機(jī)的2個最主要的噪聲源。

柴油機(jī)振動噪聲控制方法的提出依賴其整機(jī)振動噪聲特性分析，目前柴油機(jī)振動聲輻射計算分析最常用的方法是使用FEM/BEM［2－4］，使用FEM建立結(jié)構(gòu)的有限元模型，在模型相應(yīng)位置上施加已計算出的激振力，計算結(jié)構(gòu)的表面振動響應(yīng)，再把振動響應(yīng)作為邊界條件，使用BEM計算整機(jī)表面聲輻射［5］。

在柴油機(jī)任意工作循環(huán)中，活塞做往復(fù)直線運動，此情況下活塞側(cè)向力的大小和作用位置均隨曲柄轉(zhuǎn)角不斷變化，此時采用頻域分析方法無法同時描述此過程，使得柴油機(jī)振動噪聲的頻域預(yù)報方法與實際工作過程產(chǎn)生一定偏差，無法更準(zhǔn)確獲得柴油機(jī)振動噪聲特征。通過已有分析，柴油機(jī)機(jī)體與油底殼為主要輻射面，在整機(jī)輻射噪聲中占較大份額，因此，本文以TBD234V8柴油機(jī)的機(jī)體和油底殼為研究對象，基于時域動力學(xué)分析方法進(jìn)行結(jié)構(gòu)的響應(yīng)分析，能夠考慮到任一時刻側(cè)向力作用位置隨著曲軸轉(zhuǎn)角的變化情況，再基于無限元方法［6］，建立聲場模型，對機(jī)體表面輻射噪聲進(jìn)行時域的仿真計算，并以此計算結(jié)果為依據(jù)對模型較薄弱的部位進(jìn)行加強，降低模型的表面輻射噪聲。

1 模型的建立及模態(tài)分析

1.1 有限元模型描述及模態(tài)分析

發(fā)動機(jī)的機(jī)體形狀復(fù)雜，決定其實際結(jié)構(gòu)的幾何參數(shù)很多，需要對模型進(jìn)行簡化，在建模過程中忽略結(jié)構(gòu)的突臺及外形輪廓上的附屬結(jié)構(gòu)，力求所創(chuàng)建的有限元模型具有較高的精度、適當(dāng)?shù)那蠼鈺r間。本文中的有限元模型采用shell63殼單元和beam188梁單元來建立，如圖1所示。shell63單元主要用于建立機(jī)體和油底殼的表面和內(nèi)部隔板，beam188梁單元用于建立加強筋。

圖1 有限元分析模型Fig.1 The finite element model

利用建立的有限元模型，選擇有限元模態(tài)分析求解器的Lanczos方法，提取有限元模型前48階自由振動模態(tài)值，為節(jié)省篇幅，本文僅選取了整機(jī)的彎、扭等幾個比較有代表性的固有頻率 (見表1)。

1.2 試驗?zāi)B(tài)分析

對結(jié)構(gòu)進(jìn)行試驗?zāi)B(tài)分析時盡量保證與有限元模型具有相同的邊界條件，本文中對結(jié)構(gòu)采用彈簧吊裝，結(jié)構(gòu)前幾階振動頻率較低，僅有1～6 Hz，遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于機(jī)體的第一階固有頻率，在試驗過程中提取了機(jī)體1000 Hz以內(nèi)的全部固有頻率值 (見表1)。

有限元方法得到的結(jié)果和試驗?zāi)B(tài)分析的結(jié)果比較見表1。前五階模態(tài)反映的是整個機(jī)體油底殼模型作為一個整體的一階扭轉(zhuǎn)、彎曲振動模態(tài)，第六階以后的模態(tài)基本為油底殼底面和側(cè)面的局部振動模態(tài)。

由表1可以看出，除了第一階固有頻率相差較大外，其余計算出的固有頻率與實測值的相對誤差小于5%，滿足工程要求，說明所建立的有限元模型動力學(xué)特性與真實結(jié)構(gòu)基本一致，為其下一步的瞬態(tài)動力學(xué)分析提供了可靠的依據(jù)。

表1 計算與測試的固有頻率比較Tab.1 The compare of natural frequency by calculation and experiment

2 結(jié)構(gòu)的瞬態(tài)振動分析

通過上節(jié)對有限元模型的模態(tài)分析，已經(jīng)得出了結(jié)構(gòu)的固有頻率和相應(yīng)的振型，為研究結(jié)構(gòu)表面的噪聲輻射情況，還需利用已有的模型進(jìn)行時域動力學(xué)分析，以求得結(jié)構(gòu)表面在外力激勵下的振動情況。

2.1 活塞側(cè)向力的求解

作用在氣缸套上的側(cè)向力由2部分組成［5］，一部分是由氣缸壓力引起的，它主要產(chǎn)生在上止點附近;另一部分由氣缸慣性力引起。由于前一種作用力比后者大得多，本文只考慮氣缸壓力引起的活塞側(cè)向力。

氣缸壓力隨曲軸轉(zhuǎn)角變化曲線見圖2。

圖2 氣缸壓力曲線Fig.2 The curve of in-cylinder pressure

由文獻(xiàn)［4］中的公式(7)，計算得到活塞側(cè)向力的大小，如圖3所示。

圖3 活塞側(cè)向力隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化曲線Fig.3 The curve of piston side thrust with the crank angle

2.2 側(cè)向力的作用位置

活塞側(cè)向力的作用位置與活塞所處的位置有關(guān)，活塞側(cè)向力主要通過活塞裙部和活塞環(huán)槽下緣部分作用在氣缸套上。通常都把活塞裙部作為側(cè)向力的作用位置，但是在做功沖程的起始時刻，活塞環(huán)槽下緣部分作用在氣缸套上的力非常大，所以本文僅考慮這部分對氣缸套的作用力，取主推力面上油膜力的作用角度為80°，把活塞環(huán)槽下緣部分的寬度作為側(cè)向力的作用范圍。

圖4 活塞行程曲線Fig.4 The curve of piston stroke

2.3 結(jié)構(gòu)的振動響應(yīng)分析

對計算過程做合理簡化，用相對較少的計算時間取得精確的計算結(jié)果:鑒于在側(cè)向力最大值前后10°曲軸轉(zhuǎn)角范圍內(nèi)，壓力變化很大，這時取1°曲柄轉(zhuǎn)角的時間作為時間間隔，在側(cè)向力變化不是很大的范圍內(nèi)，取10°曲柄轉(zhuǎn)角的時間作為時間間隔。

以曲柄轉(zhuǎn)角為參考，在模型上施加已得到的活塞側(cè)向力幅值，同時判斷側(cè)向力作用于主推力面還是副推力面上，計算內(nèi)燃機(jī)1個工作過程內(nèi)機(jī)體、油底殼上各點的響應(yīng)。圖5和圖6分別列出了機(jī)體輸出端和油底殼底面上一點的質(zhì)點振速曲線。

活塞對缸壁的敲擊發(fā)生在上止點和下止點附近，且以壓縮行程上止點附近的敲擊最為嚴(yán)重，敲擊的強度決定于氣缸的壓力大小和活塞與缸套之間的間隙。本文計算的機(jī)型為八缸機(jī)，通過上圖可以清晰地看出，每1個點在發(fā)動機(jī)1個工作過程內(nèi)都有8個類似脈沖信號的速度的峰值，符合對活塞敲擊的描述;同時，響應(yīng)的幅值還取決于參考點與各氣缸的距離。

3 結(jié)構(gòu)的表面聲輻射分析

為研究結(jié)構(gòu)表面的噪聲輻射情況，以結(jié)構(gòu)表面節(jié)點法向振動速度為輸入條件，編制計算程序，在結(jié)構(gòu)模型數(shù)據(jù)庫中提取表面節(jié)點振動值。

圖7 機(jī)體上方1 m處聲壓級曲線Fig.7 The SPL curve one meter above the body

在已建立的機(jī)體和油底殼有限元模型基礎(chǔ)上，建立無限元模型，計算柴油機(jī)輻射噪聲特性，把無限元模型及相應(yīng)的結(jié)構(gòu)表面節(jié)點振動加速度值代入到SYSNOISE中，利用無限元方法計算聲壓場中各點的聲壓值。為了節(jié)省篇幅，這里只列出了幾個有代表性位置的聲壓級曲線。圖7為機(jī)體上方1 m處聲壓級的時域響應(yīng)曲線。

如圖7所示，與柴油機(jī)結(jié)構(gòu)表面速度曲線趨勢基本一致，對應(yīng)活塞敲擊氣缸套的時刻，聲壓級都出現(xiàn)1個峰值，此時刻機(jī)體輻射聲壓大于其他的時刻。

圖8 油底殼下方1 m處的聲壓級Fig.8 The SPL curve one meter below the oil pan

對場內(nèi)各點的時域聲壓曲線進(jìn)行FFT變換以求得到各點聲壓級的頻域曲線，圖8和圖9是油底殼下方、機(jī)體前方1米處頻域下的聲壓級曲線。

圖9 整體結(jié)構(gòu)前方1 m處的聲壓級Fig.9 The SPL curve one meter in front of diesel

4 油底殼結(jié)構(gòu)的優(yōu)化分析

降低內(nèi)燃機(jī)結(jié)構(gòu)振動噪聲，通常從兩方面著手:一是降低激勵力幅值并調(diào)整激勵力的頻域結(jié)構(gòu);二是對結(jié)構(gòu)進(jìn)行聲學(xué)優(yōu)化，即通過改進(jìn)主要聲輻射部件的結(jié)構(gòu)形式及尺寸參數(shù)來降低整機(jī)聲輻射的水平［2］。由于控制發(fā)動機(jī)燃燒噪聲和機(jī)械噪聲受到發(fā)動機(jī)工作原理和性能要求方面的限制，在技術(shù)上很難采取措施，或者即使采取措施，往往降噪量也很有限。實踐表明，在結(jié)構(gòu)上采取措施阻斷激振力的傳遞或降低表面聲輻射效率對發(fā)動機(jī)噪聲控制最有效;此外，增加結(jié)構(gòu)剛度也可有效地減小發(fā)動機(jī)表面振動和輻射噪聲。綜合考慮，本文在機(jī)體輻射噪聲分析方法研究的基礎(chǔ)上，嘗試在油底殼的底面及兩側(cè)面添加“井”型加強筋，增強油底殼整體剛度，降低柴油機(jī)輻射噪聲。改進(jìn)的有限元模型如圖10。

圖10 機(jī)體和油底殼的有限元模型Fig.10 The finite element model of body and oil pan

參考點選取油底殼下方1 m處，機(jī)體自由端和左端面1 m處，下面圖11～圖13就是結(jié)構(gòu)修改之前和修改以后的機(jī)體輻射聲壓級的比較曲線。

圖11為油底殼下方一點，油底殼底面加筋，改變了油底殼固有振動特性，輻射聲壓級在部分頻段有一定程度的降低，曲線的總體趨勢是下降的，也就是說，在油底殼底部加筋，提高油底殼的剛度，可以對油底殼的輻射聲壓級起到一定的降低作用。

圖12為模型的右方一點，由于在油底殼的側(cè)面也進(jìn)行了加強，所以聲壓級有一定的改變，尤其是在頻率低于2000 Hz的頻率范圍內(nèi)，由于此位置聲壓級與機(jī)體表面的輻射聲壓也有關(guān)，而機(jī)體表面輻射聲壓占主要成分，所以沒有取得像圖11中的效果，但是在部分頻段上，噪聲級得到了降低。

圖13是機(jī)體左端面前方的輻射聲壓級曲線，由于沒有對機(jī)體作任何修改，活塞側(cè)向力所產(chǎn)生的振動能量直接由機(jī)體向外傳播，輻射效率高于油底殼，所以改進(jìn)方案的輻射聲壓級曲線與原方案基本重合。

5 結(jié)語

1)本文建立了TBD234V8柴油機(jī)的機(jī)體和油底殼的有限元模型，并用實驗?zāi)B(tài)分析方法驗證了模型的正確性;在此基礎(chǔ)上，進(jìn)行了柴油機(jī)振動噪聲預(yù)報并進(jìn)行了結(jié)構(gòu)的改進(jìn)設(shè)計。

2)利用時域分析方法進(jìn)行了整機(jī)在活塞側(cè)向力作用下的振動噪聲預(yù)報。計算柴油機(jī)在1個工作過程內(nèi)的振動噪聲響應(yīng)。

本文采用的時域方法可以模擬出因活塞的移動，活塞對氣缸壁側(cè)向力作用位置和激勵幅值的同時變化情況，與頻域分析相比，與柴油機(jī)真實工作過程更一致，預(yù)報結(jié)果基本能夠反映出活塞側(cè)向力作用引起的結(jié)構(gòu)表面振動聲輻射隨曲柄轉(zhuǎn)角的變化情況。

由于本課題研究對象為通用結(jié)構(gòu)，此分析方法可以用于船用、車用內(nèi)燃機(jī)的振動噪聲預(yù)報，對于燃燒噪聲、活塞敲擊噪聲等其它幅值、作用位置隨時間變化的激勵作用下的整機(jī)振動噪聲預(yù)報均適用。

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