柴油机机体辐射噪声预测及低噪声改进设计

摘要：为降低柴油机的整机噪声,采用虚拟预测技术对发动机的机体进行了低噪声改进设计. 首先建立了由柔性机体、柔性曲轴和刚性连杆、活塞、平衡轴组成的单缸柴油机的多体动力学模型. 通过动力学仿真求解得到传递给机体的各种激励力,再根据FEM /BEM耦合的方法求解出整机的辐射声功率级,仿真得到的结果与实验结果吻合较好. 最后通过对原机体的结构进行改进设计,不仅降低了整机的声功率级,减小了机体对油底壳、齿轮室盖的激励,还节省了约5 kg的材料.
关键词：柴油机; 机体; 多体动力学; 有限元法; 辐射噪声

世界各国对汽车噪声的限制越来越严格,内燃机是汽车噪声的重要声源. 在国外包括多体动力学仿真(MSS) 、有限元( FEA) 、边界元(BEM)等数值仿真技术已经用于内燃机开发阶段对噪声水平进行预测,以达到低噪声设计的目标[ 1, 2 ] . 国内也开展了这方面的研究工作,以虚拟技术为手段,实现对内燃机的子结构辐射噪声进行预测[ 3, 4 ] ,但还未涉及到机体结构的低噪声改进设计. 发动机工作时机体在多种动载激励下发生振动,并带动与其表面相连的薄壁件剧烈振动产生大量辐射噪声,因此对机体结构进行改进,在降低自身振动的同时也可以降低对其他附件的激励,这也将是一种行之有效的降噪手段.

以某型号单缸柴油机为例,先建立曲柄连杆机构的多体动力学模型,获得主轴承力、活塞侧向力、平衡轴轴承力等各载荷,再根据FEM /BEM方法依次得出整机的表面振动速度及辐射噪声的声场分布[ 3 ] ,整个流程如图1 所示. 最后结合原机体组合模型的动态特性和辐射噪声频谱图,针对机体薄弱部位作出相应的改进,最终达到机体降噪的设计目标.

图1 辐射噪声预测流程

1 多体动力学仿真

内燃机工作时,作用在机体上的力包括气体爆发压力、主轴承力、活塞侧向力等多种载荷,受试验条件的限制有些载荷不便通过传感器测得,而多体动力学仿真技术正提供了获取这些载荷的有效方法. 首先建立一个包含机体、曲轴、连杆、活塞、平衡轴在内的多体动力学模型并按照实际的运动关系确定各个运动副(如图2). 在对发动机多体动力学分析时,曲轴、润滑油膜及主轴承的相互耦合作用对主轴承载荷及整机振动有很大影响,因此为了提高计算精度,曲轴和机体采用柔性体. 在活塞的顶部施加气缸爆发压力. 该发动机的额定转速为2 200 r/min,为了获得稳定可靠的载荷数据,整个仿真过程取3个周期,并对仿真得到的时域内的各载荷进行傅立叶变换,结果作为有限元进行频率响应分析时的输入载荷[ 5 ] .

图2 多体动力学模型

2 有限元动态特性分析

建立整机的有限元模型包括机体、气缸盖、气门室罩等,该发动机的油底壳表面积较小且不是主要噪声源,所以模型中并没有包含油底壳部件. 边界约束条件及载荷如下:约束机体4个连接螺栓孔的6个方向的自由度;将气体爆发压力施加在气缸盖上;活塞侧向力施加在气缸套内壁;主轴承载荷和平衡轴轴承载荷施加在对应的轴承孔四周. 对于发动机的辐射噪声来讲,其主要能量集中在3 000 Hz以下[ 5, 6 ] ,所以文中的频率响应求解范围确定为200～3 000 Hz,计算步长为20 Hz,计算结果中输出有限元模型表面节点的振动速度,作为边界元模型的边界条件. 为了验证有限元频率响应计算的准确性,对发动机台架试验得到的机体上某点的振动速度与计算得到的值进行比较,如图3所示.

图3 试验与计算得到的振动速度比较

由图3 可以看出试验曲线的峰值显得比较密集,这是因为试验时数据采样频率高,但两条曲线整体还是吻合的,尽管存在一些误差,但是还可以满足辐射噪声计算的需要.

3 边界元模型建立及声学仿真

通过有限元计算得到结构的振动速度,还需进一步对结构振动产生的辐射噪声特性进行分析. 声学系统的边界元方程描述如下:

式中p为声压; Av (ω) 为声音传递向量; ω为对应的频率; vn (ω) 为结构表面振动法向速度.

声学性能预测时只需要模型的外包络面网格,因此利用整机有限元网格生成边界元网格导入到LMS/SYSNO ISE中,再把频响计算得到的表面振动速度作为边界元模型的边界条件,利用直接边界元法(Direct BEM)对整机的外部声场进行求解,同时在距机体两侧面25 cm处设置域点,以便获得各频率下的声强云图. 为了验证文中方法的准确性,采用表面振动速度法获得发动机声功率级的频谱,并与声学仿真得到的频谱进行比较,如图4所示.

图4 辐射声功率级的计算值与测量值比较

两条曲线吻合得较好,说明该预测方法具有较高的准确性和可靠性,满足工程应用的需要,因此可以依据该方法进行机体的低噪声改进设计. 根据仿真结果,原模型辐射声功率级为91. 95 dB (A) ,比较突出的峰值频率有940, 1 100, 1 820 Hz等,这些频率正好与整机约束状态下的固有频率相对应,因此要降低整机的辐射噪声,必须改善机体的刚度,提高其固有频率,一方面降低自身的辐射噪声,另一方面也可降低机体传递给油底壳、齿轮室盖、机体后盖板的激励,从而降低这些板壳类部件的辐射噪声.

4 机体的低噪声改进设计

一般来说,单缸柴油机机体的结构特点是头部材料冗余,刚度大;尾部及两侧壁薄且布置了许多安装孔,使得这些部位刚度薄弱,容易引起机体整体的一阶弯曲振动和尾部的左右摆动. 对原机体进行模态计算后证实了这一点,原机体约束状态下比较明显的振型就是尾部的左右摆动和整体的一阶弯曲振动,因此为了提高原机体的刚度,就必须在满足强度要求的前提下,尽可能地简化头部结构,去除不必要的加强筋,使得整体的刚度分布更加合理,同时还要进一步提高尾部的摆动和弯曲刚度,经过反复修改和计算后确定有效的改进措施如下:

(1)机体尾部A处采用加大的过渡圆角;
(2)在机体左侧B处增加加强筋;
(3)右侧外壁C添加了十字筋,内壁面D添加了宽8 mm高6 mm的筋;
(4)简化机体头部结构,同时将水腔两侧平板替换为圆弧板,既可以提高机体刚度,又可以减轻机体的质量.

图5是改进后的机体模型,比原机体减轻了约5 kg材料. 经静强度计算后,最大主应力水平与原机体相当,但整体的应力分布更加均匀. 表1是改进前后机体的约束模态对比,不难发现,改进后的机体固有频率变大了.

图5 改进后的机体模型

表1 改进前后机体约束模态频率对比

图6是改进前后的整机辐射声功率级的频谱对比图,改进后整机辐射声功率级为90. 21 dB (A) ,降低了1. 74 dB (A ) , 而原来比较突出的噪声频率940, 1 100 Hz都明显地降低. 改进后的机体刚度增加了,振动变小了,其传递给油底壳、齿轮室盖、后盖板的激励也变小了. 图7为改进前后机体上齿轮室盖的9个螺栓连接点的有效法向振动速度对比情况。

由图7可见,除了P1点的振动速度略有变大外,其余8个点都得以减小,比较明显的就是靠近尾部的P4, P5两点,这也说明了采取的改进措施达到了加强尾部刚度的目的.

5 结论

CAE技术的迅速发展使得工程师们可以在计算机上预测发动机及整车的NVH性能,还节省了大量的时间和成本. 文中正是基于数值仿真技术,从发动机零部件的三维实体建模到多体动力学仿真、有限元强迫振动计算及边界元辐射声场预测,发现原机体的刚度分布不均匀,不仅自身振动剧烈,还把这些激励传递给连接在机体上的油底壳、齿轮室盖等部件. 以提高发动机机体的固有频率、优化其刚度分布为目标,对原机体的头部和尾部结构作了反复修改,最终改进后整机的辐射声功率级降低了1. 74dB (A) ,机体对各连接部件的激励也变小了,同时还节省了约5 kg的材料.