徐小彬 李宏奎 白恩軍 鄂世國

（1.華晨汽車工程研究院；2.沈陽理工大學(xué)汽車與交通學(xué)院）

輕量化技術(shù)正不斷應(yīng)用于車身及底盤系統(tǒng)，而發(fā)動機(jī)作為汽車質(zhì)量的重要組成部分，對其進(jìn)行輕量化技術(shù)研究對于降低成本、節(jié)能減排及噪聲控制至關(guān)重要[1-2]。材料的輕量化與其可靠耐久性、剛度和強(qiáng)度是相互矛盾、相互影響的，因此采用輕量化技術(shù)勢必會給發(fā)動機(jī)的可靠性及振動噪聲帶來一些影響?；谝陨蠁栴}，該文搭建發(fā)動機(jī)的振動與噪聲模型，并利用試驗(yàn)進(jìn)行有效的驗(yàn)證，對于缸體的減重優(yōu)化方案選型，引入拓?fù)鋬?yōu)化方法，借助仿真方式進(jìn)行處理，這樣既可節(jié)約時間成本，又可以高效率處理各種方案。

1 發(fā)動機(jī)有限元模型的建立

使用ProE 軟件建立發(fā)動機(jī)的三維幾何數(shù)據(jù)，前處理網(wǎng)格劃分由HyperMesh 軟件完成。缸體、缸蓋、罩蓋、軸承蓋、歧管、壓縮機(jī)、發(fā)電機(jī)、進(jìn)排氣歧管以及部分鑄件支架等由二階四面體單元劃分，油底殼及沖壓支架由殼單元劃分，模型的網(wǎng)格數(shù)量在60 萬個左右。發(fā)動機(jī)有限元網(wǎng)格建立的連接由Tie 連接與KINCOUP 組成，不同的部件分別賦予不同的材料屬性。發(fā)動機(jī)整機(jī)模型，如圖1 所示。

圖1 發(fā)動機(jī)整機(jī)有限元模型

2 發(fā)動機(jī)多體動力學(xué)仿真及試驗(yàn)驗(yàn)證

2.1 柔性體多體動力學(xué)方程

相對于剛體動力學(xué)，柔性體多體動力學(xué)考慮了結(jié)構(gòu)件的彈性特征對系統(tǒng)振動響應(yīng)的影響，其模型更加符合發(fā)動機(jī)的實(shí)際工作狀態(tài)，計(jì)算結(jié)果的精度更高?；诶窭嗜盏娜嵝泽w多體動力學(xué)方程，如式（1）所示。

式中：δ——柔性體位移的廣義坐標(biāo)，mm；

M——質(zhì)量矩陣，kg；

K——剛度矩陣，N/mm；

fg——重力，N；

D——阻尼系數(shù)矩陣；

γ——約束方程；

λ——約束拉格朗日乘子；

f——廣義力，N。

2.2 發(fā)動機(jī)多體動力學(xué)模型的建立

采用EXCITE-PU 對曲軸進(jìn)行動力學(xué)建模[3-4]，以及建立由燃燒激勵引起發(fā)動機(jī)載荷激勵的多體動力學(xué)模型，如圖2 所示。

圖2 發(fā)動機(jī)多體動力學(xué)模型顯示界面

運(yùn)用EXCITE-PR 對活塞動力學(xué)進(jìn)行建模[5]，可提供活塞側(cè)推力激勵。運(yùn)用EXCITE-TD 創(chuàng)建正時閥系激勵模型，可提供進(jìn)排氣側(cè)凸輪軸激勵、閥系落座激勵、張緊器激勵及彈簧落座力激勵；同樣利用EXCITE-TD建立正時鏈輪的激勵，可提供鏈條的激勵。

通過以上多體動力學(xué)模型，運(yùn)算出在特征工況（1 000，2 000，3 000，4 000，5 500，6 000 r/min） 下的0～3 500 Hz 頻率范圍內(nèi)發(fā)動機(jī)表面振動加速度的結(jié)果。圖3 示出4 000 r/min 工況（最大扭矩）下的某個頻率下發(fā)動機(jī)振動加速度的云圖結(jié)果。

圖3 發(fā)動機(jī)在4 000 r/min 工況下的振動加速度結(jié)果

2.3 發(fā)動機(jī)表面振動加速度的對標(biāo)分析

可將利用AVL-EXCITE 計(jì)算出的發(fā)動機(jī)表面振動加速度的結(jié)果作為發(fā)動機(jī)輻射噪聲模型的輸入邊界激勵，但是發(fā)動機(jī)振動的仿真結(jié)果需要借助發(fā)動機(jī)振動臺架試驗(yàn)對其進(jìn)行對標(biāo)分析，驗(yàn)證過后再進(jìn)行發(fā)動機(jī)噪聲分析。

在4 000 r/min 工況下對氣門室罩蓋粘貼加速度傳感器進(jìn)行X，Y，Z 向測試，如圖4 所示；氣門室罩蓋X，Y，Z 向加速度級仿真與試驗(yàn)的對標(biāo)擬合圖，如圖5 所示。

圖4 發(fā)動機(jī)氣門罩蓋加速度測試點(diǎn)

圖5 發(fā)動機(jī)氣門罩蓋噪聲聲壓級仿真與試驗(yàn)結(jié)果對比圖

從圖5 中可以發(fā)現(xiàn)，3 個方向的擬合結(jié)果一致，并且加速度級擬合的結(jié)果滿足模型精度的要求，可進(jìn)行下一步的發(fā)動機(jī)1 m 噪聲仿真分析。因此，通過試驗(yàn)的驗(yàn)證校核，發(fā)動機(jī)表面振動激勵通過仿真得出的數(shù)據(jù)是真實(shí)、有效的。

3 發(fā)動機(jī)噪聲仿真與試驗(yàn)驗(yàn)證

3.1 聲學(xué)邊界元模型的建立

文章利用邊界元法可以減少數(shù)據(jù)量和運(yùn)算時間，并且只在求解域的邊界進(jìn)行求解的高效模式，假設(shè)聲音在某流體介質(zhì)中的傳播速度為c，某個單元長度是L，該單元如果是線性單元，則其可以計(jì)算到的最大頻率為[6]：fmax=C/（6L）。

假設(shè)fmax已知，則單元的長度尺寸需滿足：L≤C/（6fmax）。

選取單元的最大尺寸為15 mm，得到的邊界元的網(wǎng)格，如圖6 所示。

圖6 發(fā)動機(jī)噪聲的聲學(xué)網(wǎng)格

3.2 發(fā)動機(jī)振動噪聲模型的建立

利用LMS-Virtualab 軟件，應(yīng)用邊界元法及ATV法[6]建立發(fā)動機(jī)1 m 噪聲的仿真模型。首先生成發(fā)動機(jī)噪聲的聲學(xué)網(wǎng)格，如圖6 所示，然后在聲學(xué)網(wǎng)格基礎(chǔ)上，建立發(fā)動機(jī)噪聲分析的場點(diǎn)網(wǎng)格，利用發(fā)動機(jī)噪聲試驗(yàn)中的五點(diǎn)測試方法進(jìn)行指定方位布點(diǎn)，如圖7 所示。

圖7 發(fā)動機(jī)噪聲的邊界元模型

3.3 發(fā)動機(jī)噪聲仿真與試驗(yàn)的對標(biāo)分析

文章建立的發(fā)動機(jī)噪聲仿真分析模型，同樣需要借助試驗(yàn)對其仿真結(jié)果的真實(shí)性進(jìn)行預(yù)判。試驗(yàn)室搭建的發(fā)動機(jī)振動噪聲臺架示意圖，如圖8 所示，采用五點(diǎn)測試法在發(fā)動機(jī)噪聲指定空間的位置安放麥克風(fēng)進(jìn)行布點(diǎn)，布點(diǎn)位置分別為氣門罩蓋頂部、排氣側(cè)、進(jìn)氣側(cè)、鏈輪罩蓋側(cè)以及油底殼底部。

圖8 發(fā)動機(jī)噪聲試驗(yàn)臺架

進(jìn)行發(fā)動機(jī)1 m 噪聲計(jì)算時，可以根據(jù)6 個工況點(diǎn)（1 000，2 000，3 000，4 000，5 500，6 000 r/min）的表面振動加速度結(jié)果，計(jì)算出所對應(yīng)的每個工況的5 個聲場點(diǎn)的聲壓級值，同樣發(fā)動機(jī)試驗(yàn)也要得出相應(yīng)的場點(diǎn)聲壓級值。將仿真和試驗(yàn)的每個工況的5 個仿真點(diǎn)的聲壓級作整體平均聲壓級處理，擬合結(jié)果如圖9所示。

圖9 發(fā)動機(jī)1 m 噪聲仿真與試驗(yàn)的總聲壓級對比圖

從圖9 中可以得出，在1 000 r/min 工況下，出現(xiàn)的噪聲誤差結(jié)果最大，數(shù)值約為3.7 dB。低轉(zhuǎn)速區(qū)產(chǎn)生的誤差略大是由于低速發(fā)動機(jī)的曲軸扭轉(zhuǎn)波動較大，而且試驗(yàn)結(jié)果中還有一部分由氣流波動產(chǎn)生的噪聲（并非發(fā)動振動輻射產(chǎn)生的）沒有考慮在內(nèi)，所以試驗(yàn)值偏高于仿真值。因此，對于場點(diǎn)的噪聲聲壓級仿真與試驗(yàn)結(jié)果誤差控制在5 dB 以內(nèi)，認(rèn)為發(fā)動機(jī)輻射噪聲仿真模型可進(jìn)行項(xiàng)目開發(fā)應(yīng)用。

4 輕量化發(fā)動機(jī)的噪聲分析優(yōu)化

4.1 發(fā)動機(jī)缸體減重后的噪聲分析

為滿足提高汽車動力性及經(jīng)濟(jì)性的要求，在保證發(fā)動機(jī)本體耐久性和可靠性的前提下，對厚重的缸體部件進(jìn)行均勻減薄，對不影響功能的部分區(qū)域進(jìn)行結(jié)構(gòu)更改以達(dá)到減重的目。減重前后的缸體結(jié)構(gòu)對比，如圖10和圖11 所示，減重后缸體比原缸體減輕了4.44 kg 左右，對于40 kg 左右的缸體，相當(dāng)于減輕了10%的質(zhì)量。

圖10 發(fā)動機(jī)缸體進(jìn)氣側(cè)結(jié)構(gòu)改進(jìn)前后對比

圖11 發(fā)動機(jī)缸體排氣側(cè)結(jié)構(gòu)改進(jìn)前后對比

缸體減重后需要考慮對噪聲的影響。對減重后的缸體進(jìn)行1 m 噪聲分析，得到原缸體與減重缸體的總聲壓級對比圖，如圖12 所示。

圖12 發(fā)動機(jī)缸體減重前后總聲壓級對比

從圖12 可以看出，減重后的缸體在5 500 r/min下的總聲壓級差為7.5 dB，6 000 r/min 下的總聲壓級差為6.4 dB，其他轉(zhuǎn)速下的總聲壓級差在3 dB 左右。在采用相同的測量方法及測點(diǎn)位置時，3 dB 表示減重后發(fā)動機(jī)噪聲功率約為原發(fā)動機(jī)噪聲功率的2 倍，人耳能很容易地感覺到差別。對于減重后的缸體進(jìn)行仿真分析后，發(fā)現(xiàn)減重后的噪聲性能很差，需要后續(xù)進(jìn)一步優(yōu)化，盡可能滿足客戶對舒適性的需求。

4.2 發(fā)動機(jī)缸體優(yōu)化后的噪聲分析

提升發(fā)動機(jī)輻射噪聲性能的方式有3 種：1）從降低發(fā)動機(jī)源頭的激勵入手；2）改變發(fā)動機(jī)的響應(yīng)傳遞路徑；3）增加發(fā)動機(jī)的剛度與阻尼結(jié)構(gòu)，從而降低發(fā)動機(jī)輻射的表面激勵響應(yīng)。由于設(shè)計(jì)部門是從減重缸體開始，既要保證不影響發(fā)動機(jī)的噪聲性能，又要達(dá)到發(fā)動機(jī)減重的效果。

因此，文章從優(yōu)化缸體結(jié)構(gòu)的方向入手，通過提升發(fā)動機(jī)缸體的剛度來優(yōu)化噪聲。經(jīng)過拓?fù)鋬?yōu)化的缸體的模態(tài)結(jié)果，如圖13 所示，得到的結(jié)果可以保證發(fā)動機(jī)的缸體模態(tài)與原缸體的模態(tài)持平，優(yōu)化后的缸體質(zhì)量比原缸體減輕3.24 kg，比設(shè)計(jì)部門提出的減重缸體多增加1.2 kg，減少率為8.1%。與設(shè)計(jì)工藝部門溝通過后，實(shí)際的減重缸體加筋布置，如圖14 所示。

圖13 拓?fù)浜蟀l(fā)動機(jī)缸體進(jìn)氣側(cè)布筋與排氣側(cè)布筋圖

圖14 優(yōu)化后發(fā)動機(jī)缸體實(shí)際進(jìn)氣側(cè)布筋與排氣側(cè)布筋圖

重新對優(yōu)化后的缸體進(jìn)行整機(jī)噪聲分析，結(jié)果如圖15 所示。1 000，2 000，3 000，4 000，5 500 r/min 工況下優(yōu)化后的缸體噪聲僅比原機(jī)型高1.3 dB，6 000 r/min工況下優(yōu)化后的噪聲比原機(jī)型僅高2.2 dB，比設(shè)計(jì)部門提出的均勻減薄的減重缸體的噪聲水平提高了很多。從中可以得出，缸體的減重設(shè)計(jì)與優(yōu)化方式可以擴(kuò)展應(yīng)用到發(fā)動機(jī)的其他部件中，尤其是合理優(yōu)化發(fā)動機(jī)的油底殼、鏈輪罩蓋與氣門罩蓋是至關(guān)重要的。

圖15 發(fā)動機(jī)缸體減重前后及優(yōu)化后的總聲壓級對比

4.3 發(fā)動機(jī)缸體優(yōu)化后的試驗(yàn)驗(yàn)證

對減重、優(yōu)化后的樣機(jī)進(jìn)行振動噪聲測試。通過對比優(yōu)化前后的數(shù)據(jù)，驗(yàn)證發(fā)動機(jī)整機(jī)聲學(xué)仿真模型的合理性。圖16 示出發(fā)動機(jī)氣門罩蓋點(diǎn)的噪聲頻譜圖。從圖16中可以看出，優(yōu)化后的整機(jī)氣門罩蓋點(diǎn)的噪聲頻譜分析明顯好于減重的方案，在500～5 000 Hz 范圍內(nèi)優(yōu)化效果明顯，整體表現(xiàn)為在中高頻率的優(yōu)化效果顯著。

圖16 發(fā)動機(jī)氣門罩蓋點(diǎn)噪聲頻譜圖

原方案、減重方案及優(yōu)化方案的氣門罩蓋上方場點(diǎn)的平均聲壓級對比圖，如圖17 所示，優(yōu)化后的聲壓級曲線在1 000～6 000 r/min 工況下確實(shí)比減重后的聲壓級降低了很多，而且與原方案的聲壓級基本保持一致，并且整體表現(xiàn)在中高轉(zhuǎn)速下優(yōu)化效果明顯，與仿真值的結(jié)果吻合較好，說明發(fā)動機(jī)有限元模型及噪聲邊界元模型對于解決噪聲問題是可信、高效的。

圖17 發(fā)動機(jī)缸體減重前后與優(yōu)化后試驗(yàn)總聲壓級對比

5 結(jié)論

基于柔性體多體動力學(xué)，結(jié)合有限元理論得出了發(fā)動機(jī)表面振動激勵的結(jié)果，并且對標(biāo)發(fā)動機(jī)振動試驗(yàn)結(jié)果，最終得出的發(fā)動機(jī)表面加速度級仿真結(jié)果與其試驗(yàn)結(jié)果擬合完全一致，驗(yàn)證了多體動力學(xué)模型的真實(shí)性。

通過聲學(xué)邊界元方法和五點(diǎn)測試方法，構(gòu)建了發(fā)動機(jī)1 m 噪聲仿真模型，利用噪聲試驗(yàn)驗(yàn)證了仿真結(jié)果的最大誤差在允許范圍內(nèi)。誤差的原因是由于仿真無法模擬氣流沖擊產(chǎn)生的噪聲，而這部分對于優(yōu)化結(jié)構(gòu)產(chǎn)生的輻射噪聲影響不大：如果是對不同的方案進(jìn)行測試，都涵蓋氣流的噪聲；如果是對不同的方案進(jìn)行仿真，則都不涵蓋氣流的噪聲。因此利用聲學(xué)有限元的發(fā)動機(jī)噪聲仿真模型可預(yù)測發(fā)動機(jī)的噪聲趨勢。

該方法不局限用于缸體結(jié)構(gòu)的輕量化研究，還可應(yīng)用于其他部件方案的成本優(yōu)化、輕量化材料選取等對發(fā)動機(jī)振動噪聲的預(yù)判。利用以上方法進(jìn)行驗(yàn)證，可縮短開發(fā)周期，降低研發(fā)的成本，給汽車主機(jī)廠帶來不小的成本利潤。