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.東風汽車公司技術中心, 武漢 430058; 2.李斯特技術中心(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)的重點領域。增壓直噴技術滿足了人們對發(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技術在設計前期就進行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構輻射噪聲進行仿真預測。根據(jù)仿真結果，找出造成輻射噪聲較大的薄弱部位，并對其進行結構改進，通過再一次仿真進行確認。然后對改進的新結構進行試制，并重新裝機進行NVH性能測試，結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，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合的整機表面振動仿真

多體動力學(MBD)與有限元(FEM)相結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構振動的主要激勵源。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、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果如圖2左側所示。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 基于仿真分析的結構改進設計

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

表1 結構改進措施列表

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果如圖3所示。

計算時按照DIN標準設置4個計算測點。測點的位置為發(fā)動機各側包絡面中心點向外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果可以看出，對基礎發(fā)動機進行的結構改進效果顯著。

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構改進，而增壓器和高壓噴油系統(tǒng)引起的噪聲由于其自身結構復雜，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)化改進設計。改進后發(fā)動機排氣側噪聲頻譜圖如圖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構振動而產(chǎn)生的結構輻射聲、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)，進氣側改善1.3dB(A)，效果顯著。

3 改進后發(fā)動機NVH性能試驗結果

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噪聲測試結果如圖6所示。

測試結果顯示，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 結論

(1)建立了多體動力學和有限元相結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果找到了發(fā)動機結構弱點，并進行了結構改進設計。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，結果顯示提出的結構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。測量結果顯示改進后發(fā)動機輻射噪聲下降3dB(A),與仿真預測結果十分接近。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。

[1] 龐劍，諶剛，何華.汽車噪聲與振動-理論與應用[M].北京：北京理工大學出版社，2006.

[2] 舒歌群，馬維忍，梁興雨,等.柴油機薄壁件表面輻射噪聲的研究[J].內(nèi)燃機工程，2009，30(1)：25-33.

[3] 張磊. 發(fā)動機薄壁件結構振動優(yōu)化[J]. 振動工程學報,2010，23(6):677-697.

[4] Daniela Siano. Noise Prediction of a Multi-Cylinder Engine Prototype Using Multi-Body Dynamic Simulation[C].SAE Paper 2011-24-0216.

[5] Borislav Klarin. Enhanced Power Unit NVH Simulation with MBD Solver AVL Excite[C]. SAE Paper 2005-24-016.

[6] 陳懷海，周傳榮.模態(tài)縮減法在組合結構振動特性分析中的應用[J].工程力學，1997，14(2):114-119.

[7] Borislav Klarin. Simulation Methodology for Consideration of Injection System on Engine Noise Contribution[C]. SAE Paper， 2010-01-1410.

[8] Atsushi Watanabe. Noise Reduction in Gasoline DI Engines[C].SAE Paper 2011-01-0930.