渦輪增壓直噴汽油機NVH性能改善的仿真與試驗研究

王偉民,王江濤,陳 濤,張志明,史來鋒,范富貴,馬明堂,林 運

(1.東風汽車公司技術(shù)中心, 武漢 430058; 2.李斯特技術(shù)中心(上海)有限公司, 上海 201206)

前言

隨著人們對汽車動力性、燃油經(jīng)濟性和排放性能等的要求不斷提高，小型增壓直噴汽油機成為乘用車發(fā)動機開發(fā)的重點領(lǐng)域。增壓直噴技術(shù)滿足了人們對發(fā)動機動力性和燃油經(jīng)濟性的追求，但由此帶來的可靠性和NVH問題也須引起重視。采用增壓直噴技術(shù)后，發(fā)動機的負荷大幅增加，NVH問題也較自然吸氣發(fā)動機顯得尤為突出。

發(fā)動機NVH特性對于汽油發(fā)動機開發(fā)至關(guān)重要，它直接影響整車舒適性、可靠性和耐久性等[1]。傳統(tǒng)發(fā)動機NVH性能開發(fā)多基于經(jīng)驗設(shè)計、試驗開發(fā)和反復優(yōu)化試驗等，往往開發(fā)周期長，成本高，改善效果差，NVH性能和開發(fā)時間進度均難以保證。利用CAE技術(shù)在設(shè)計前期就進行NVH性能預測，是保證發(fā)動機NVH性能的重要手段[2-3]。

本文中利用CAE手段對一款增壓直噴汽油機的表面振動和結(jié)構(gòu)輻射噪聲進行仿真預測。根據(jù)仿真結(jié)果，找出造成輻射噪聲較大的薄弱部位，并對其進行結(jié)構(gòu)改進，通過再一次仿真進行確認。然后對改進的新結(jié)構(gòu)進行試制，并重新裝機進行NVH性能測試，結(jié)果證實了改進措施十分有效。文中還對增壓直噴發(fā)動機特有的增壓器和高壓噴油系統(tǒng)噪聲問題進行了分析和改進。

1 基于仿真預測的發(fā)動機本體輻射噪聲改進

1.1 研究對象

本文研究對象為一款直列四缸汽油機，采用渦輪增壓及缸內(nèi)直噴技術(shù)，額定功率105kW,最大轉(zhuǎn)矩218N·m,最大爆發(fā)壓力達到9.5MPa，為同排量自然吸氣、氣道噴射汽油機的1.5倍左右，發(fā)動機負荷顯著增大。

1.2 多體動力學與有限元相結(jié)合的整機表面振動仿真

多體動力學(MBD)與有限元(FEM)相結(jié)合的整機表面振動分析流程如圖1所示。缸內(nèi)氣體壓力通過一維性能仿真得到。首先對發(fā)動機各運動機構(gòu)進行動力學分析，得到機體受到的激勵載荷；然后建立整機有限元模型，并通過模態(tài)縮減法進行模型縮減，得到方便計算的整機縮減模型；最后將缸壓和發(fā)動機其它激勵加載到整機縮減模型上，建立整機強迫振動分析模型，得到整機振動結(jié)果。通過整機振動分析得到整機表面振動速度，進行邊界元分析，從而對發(fā)動機輻射噪聲進行分析計算[4-5]。

1.2.1 整機激勵載荷分析

(1) 缸壓激勵 發(fā)動機缸內(nèi)壓力曲線可以通過一維性能仿真獲得。在有試驗樣機的情況下，通過試驗測試可以得到更為精確的缸壓激勵。

(2) 正時系統(tǒng)激勵 正時系統(tǒng)的激勵主要包括兩部分：第一部分，氣門落座的敲擊力、凸輪軸對軸承座的載荷和氣門彈簧對彈簧座的激勵；第二部分，正時鏈導板和張緊器的固定螺栓對缸體的激勵力。正時系統(tǒng)的激勵通過多體動力學仿真分析得到。

(3) 活塞敲擊力激勵 活塞敲擊力是在缸內(nèi)爆發(fā)壓力的作用下，活塞與缸套之間由于間隙的存在從而產(chǎn)生的拍擊力。為了精確計算活塞在氣缸內(nèi)的運動，須考慮活塞和缸套的輪廓和熱變形。

(4) 曲軸主軸承載荷激勵 曲軸主軸承載荷是引起整機結(jié)構(gòu)振動的主要激勵源。主軸承載荷不單獨計算，在進行整機振動計算時自動生成并加載在缸體軸承座對應(yīng)的節(jié)點上。

1.2.2 整機有限元模型的建立及模態(tài)縮減

整機有限元模型包括缸體，缸蓋，油底殼，鏈殼，缸蓋罩，各個附件，變速器殼體，懸置和進、排氣歧管等。不包含曲柄連桿機構(gòu)、配氣系統(tǒng)、前端帶系等運動件。整機有限元網(wǎng)格主要由實體單元和殼單元組成，主要連接螺栓用BEAM梁單元模擬。。

由于整機模型的網(wǎng)格數(shù)達到90萬，直接進行強迫振動分析的計算量十分龐大。進行基于模態(tài)綜合理論[6]的模態(tài)縮減不僅可以大大縮減計算的時間，同時能夠保證計算精度。

1.2.3 整機振動分析

額定轉(zhuǎn)速(5 000r/min)全負荷時，發(fā)動機整機表面振動速度級結(jié)果如圖2左側(cè)所示。圖中輸出的是表面法向速度500～3 000Hz頻率范圍內(nèi)的結(jié)果。表面振動速度級的定義為

Lv=20lg(V/V0)

式中：Lv為表面速度級；V為表面振動速度；V0為參考速度，V0=5×10-8m/s。

從表面速度級結(jié)果可以看出，發(fā)動機頂端的缸蓋罩，油底殼，前端鏈殼帶輪和進、排氣系統(tǒng)等部件表面振動加速度級結(jié)果較高。其中缸蓋罩表面速度級最大值達到116dB(A)，且大部分區(qū)域都超過了110dB(A)。

1.3 基于仿真分析的結(jié)構(gòu)改進設(shè)計

根據(jù)上一節(jié)計算結(jié)果，針對上述部件進行結(jié)構(gòu)改進，如表1所示。結(jié)構(gòu)改進的主要手段為：增加結(jié)構(gòu)剛度，提高模態(tài)，提高薄壁件面剛度和減小輻射表面積。

表1 結(jié)構(gòu)改進措施列表

1.4 改進效果仿真預測

1.4.1 發(fā)動機表面振動改善效果仿真預測

在完成上述改進設(shè)計后，根據(jù)改進數(shù)模重新建立有限元模型并進行了模態(tài)縮減。改進前后的整機5 000r/min全負荷下表面振動速度級結(jié)果如圖2所示。缸蓋罩表面振動速度級下降顯著，進、排氣系統(tǒng),前端鏈殼,帶輪和油底殼表面振動也明顯改善。

1.4.2 發(fā)動機輻射噪聲改善效果仿真預測

運用邊界元法(BEM)計算得到的發(fā)動機表面輻射噪聲聲壓級結(jié)果如圖3所示。

計算時按照DIN標準設(shè)置4個計算測點。測點的位置為發(fā)動機各側(cè)包絡(luò)面中心點向外1m處，定義方法與試驗測試時測點布置保持一致。

從圖3中可以看出，改進后發(fā)動機從500～3 000Hz各頻率段聲壓級均明顯下降，其中1 250Hz改善達到7dB(A)；發(fā)動機4點平均總聲壓級由98.3dB(A)降低至94.6dB(A)，改善3.7dB(A)。從發(fā)動機輻射噪聲仿真結(jié)果可以看出，對基礎(chǔ)發(fā)動機進行的結(jié)構(gòu)改進效果顯著。

2 增壓器和高壓燃油系統(tǒng)噪聲的改進

基于仿真預測的發(fā)動機輻射噪聲改進方法能夠?qū)Πl(fā)動機主要部件的輻射噪聲進行仿真和結(jié)構(gòu)改進，而增壓器和高壓噴油系統(tǒng)引起的噪聲由于其自身結(jié)構(gòu)復雜，很難進行仿真預測。針對上述增壓直噴發(fā)動機特有的噪聲，一般通過理論分析與試驗相結(jié)合的手段進行改進。

2.1 增壓器噪聲的改進

增壓器噪聲是增壓發(fā)動機噪聲的一個重要來源。渦輪增壓器噪聲一般分為自激勵產(chǎn)生的機械噪聲和內(nèi)部氣體產(chǎn)生的氣動噪聲。在本文場合，氣動噪聲不明顯，故僅考慮機械噪聲。機械噪聲主要有同步噪聲和次同步噪聲。同步噪聲是由于葉輪轉(zhuǎn)子在高轉(zhuǎn)速下因自身的不平衡產(chǎn)生擾動，引起轉(zhuǎn)子的自激勵振動而產(chǎn)生的噪聲。同步噪聲頻率與增壓器渦輪轉(zhuǎn)頻相同。次同步噪聲是由于渦輪轉(zhuǎn)子軸承油膜振蕩和轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動造成振動激勵而產(chǎn)生的噪聲，其噪聲頻率為渦輪轉(zhuǎn)頻的0.3～0.5倍。

圖4(a)為原機各轉(zhuǎn)速下排氣側(cè)噪聲頻譜圖。由圖可見，發(fā)動機轉(zhuǎn)速從1 800～5 500r/min(增壓器轉(zhuǎn)速180 000～240 000r/min，轉(zhuǎn)頻3 000～4 000Hz)，發(fā)動機排氣側(cè)900～1 000Hz噪聲，以及3 000～4 000Hz噪聲較為明顯，其頻率特性與增壓器轉(zhuǎn)動頻率吻合或成一定的倍數(shù)關(guān)系。根據(jù)噪聲的頻域特性，判斷上述噪聲分別為增壓器的次同步噪聲和同步噪聲。

根據(jù)同步噪聲和次同步噪聲的機理，對增壓器轉(zhuǎn)子的動平衡及轉(zhuǎn)子軸承間隙進行了優(yōu)化改進設(shè)計。改進后發(fā)動機排氣側(cè)噪聲頻譜圖如圖4(b)所示，渦輪增壓器同步噪聲和次同步噪聲已基本消除。

2.2 高壓噴油系統(tǒng)噪聲改進

高壓噴油系統(tǒng)噪聲也是直噴汽油機怠速和中低速噪聲的重要來源。高壓噴油系統(tǒng)噪聲主要包括凸輪油泵柱塞的敲擊聲、系統(tǒng)內(nèi)部油壓波動引起自身結(jié)構(gòu)振動而產(chǎn)生的結(jié)構(gòu)輻射聲、噴油器針閥敲擊聲和高壓噴油系統(tǒng)自身振動傳遞到發(fā)動機缸蓋上通過缸蓋與蓋罩等部件產(chǎn)生的輻射噪聲[7]。

高壓噴油系統(tǒng)噪聲可通過以下3種方法進行改進。一是主動降噪，即通過優(yōu)化控制高壓油泵柱塞的開啟關(guān)閉，降低系統(tǒng)內(nèi)壓力波動，從而通過減小激勵的方式實現(xiàn)降噪；二是被動降噪，通過在高壓噴油系統(tǒng)和缸蓋接觸處增加隔振措施，減小振動激勵向缸蓋的傳遞；三是聲音隔離，即通過在高壓油泵、油軌等部件上面安裝隔音材料以隔離其噪聲向外傳遞[8]。

圖5為采用上述第一種和第三種降噪措施，發(fā)動機怠速工況下改進前后發(fā)動機1m聲壓級試驗測試結(jié)果對比。由圖可見，高壓噴油系統(tǒng)采取降噪措施后，離發(fā)動機頂端1m處的聲壓級改善1.7dB(A)，進氣側(cè)改善1.3dB(A)，效果顯著。

3 改進后發(fā)動機NVH性能試驗結(jié)果

在對改進前后發(fā)動機整機輻射噪聲進行預測并確認改進措施具備一定改善效果后，進行了改進樣件試制。試制完成后，重新裝機進行了發(fā)動機1m輻射噪聲測試。1 000～5 000r/min全負荷時發(fā)動機1m噪聲測試結(jié)果如圖6所示。

測試結(jié)果顯示，在額定轉(zhuǎn)速5 000r/min時改進后的發(fā)動機4點平均1m噪聲聲壓級較原機下降3dB(A)，與仿真預測的改善效果3.7dB(A)十分接近。其它轉(zhuǎn)速下發(fā)動機1m聲壓級也下降顯著，其中1 750r/min下降接近4dB(A)。

通過試驗測試結(jié)果也證實了仿真預測的改善效果，說明CAE手段能夠在發(fā)動機NVH性能改善中起到指導作用。

4 結(jié)論

(1)建立了多體動力學和有限元相結(jié)合的整機振動仿真模型，對發(fā)動機整機振動進行了仿真預測。通過分析整機表面振動計算結(jié)果找到了發(fā)動機結(jié)構(gòu)弱點，并進行了結(jié)構(gòu)改進設(shè)計。運用邊界元法對發(fā)動機改進前、后整機輻射噪聲改善效果進行了仿真預測，結(jié)果顯示提出的結(jié)構(gòu)改善措施能夠有效降低整機輻射噪聲3.7dB(A)。

(2)在通過仿真預測手段確認整機噪聲改善效果后，進行了改進樣機試制，并對改進前、后發(fā)動機噪聲進行了測量。測量結(jié)果顯示改進后發(fā)動機輻射噪聲下降3dB(A),與仿真預測結(jié)果十分接近。說明基于仿真預測提出的改進措施能夠有效降低發(fā)動機噪聲,并且僅通過一輪改進設(shè)計和試制就達到了良好的NVH性能改善效果。

(3)對增壓直噴汽油機特有的渦輪增壓器噪聲和高壓噴油系統(tǒng)噪聲進行了分析，并提出了一系列改進措施。試驗結(jié)果證明：第一,通過改善渦輪增壓器轉(zhuǎn)子平衡性能和優(yōu)化轉(zhuǎn)子軸承間隙，能夠有效消除增壓器同步噪聲和次同步噪聲；第二,通過優(yōu)化油泵柱塞開啟策略和采用隔音罩，能夠有效降低發(fā)動機低轉(zhuǎn)速噪聲。

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