基于多體動(dòng)力學(xué)仿真技術(shù)的多缸發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲預(yù)測

黃碩 (東風(fēng)商用車有限公司發(fā)動(dòng)機(jī)廠，湖北十堰 442001)

基于多體動(dòng)力學(xué)仿真技術(shù)的多缸發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲預(yù)測

黃碩
(東風(fēng)商用車有限公司發(fā)動(dòng)機(jī)廠，湖北十堰 442001)

對一臺(tái)四沖程直列四缸渦輪增壓柴油發(fā)動(dòng)機(jī)建模，使用多體耦合和有限元邊界元來進(jìn)行噪聲輻射預(yù)測。對其進(jìn)行多體動(dòng)力學(xué)仿真，模擬這臺(tái)發(fā)動(dòng)機(jī)從1 500～4 000 r/min的工作狀態(tài)，確定動(dòng)力總成的激勵(lì)大小，還特別估計(jì)出了作用在缸體上的作用力。在發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)描述中，同時(shí)考慮氣體壓力對燃燒過程的影響和運(yùn)動(dòng)部件慣性力的作用。此外還評估了實(shí)際發(fā)動(dòng)機(jī)的操作性能，曲柄和缸體都被視為自由體。依據(jù)ISO3744標(biāo)準(zhǔn)，基于著名的MATV方法，利用模態(tài)參與因子的缸體激勵(lì)，計(jì)算出距發(fā)動(dòng)機(jī)1m處的發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲輻射大小。通過LMS Virtual.Lab工具，對發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力總成的動(dòng)態(tài)及振動(dòng)噪聲表現(xiàn)進(jìn)行描述。

多缸發(fā)動(dòng)機(jī)；噪聲；發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力總成

0 引言

當(dāng)設(shè)計(jì)一臺(tái)新發(fā)動(dòng)機(jī)的時(shí)候，汽車工程師會(huì)考慮不同的設(shè)計(jì)目的，也可以看作各種約束。例如高性能、低質(zhì)量、耐久性、低成本和可以接受的噪聲水平等。有時(shí)候這些目標(biāo)有著不同的目的，并且是相互矛盾的。所以往往當(dāng)一臺(tái)原型機(jī)制造出來后，再想得到一個(gè)好的折中方案就很困難了。因此，在設(shè)計(jì)階段使用預(yù)測方法是很重要的，由于市場壓力和競爭，汽車制造商正在努力縮短開發(fā)周期[1]。

因?yàn)檫@個(gè)原因,數(shù)值模擬技術(shù)變得越來越重要。一方面，它可以幫助工程師在設(shè)計(jì)初期開展工作；另一方面,也可以減少制造和測試物理樣機(jī)的次數(shù)。

結(jié)構(gòu)和聲學(xué)建模方法用于預(yù)測噪聲、振動(dòng)、發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力學(xué)和耐用性等性能。它已成為設(shè)計(jì)流程中滿足車輛舒適性需求和震動(dòng)噪聲法規(guī)的關(guān)鍵工具[2-5]。特別是在較低的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速時(shí)，在振動(dòng)的條件下低頻率傳遞的發(fā)動(dòng)機(jī)支架，是一個(gè)非常重要的激勵(lì)部件。

文中主要對一臺(tái)四沖程直列四缸渦輪增壓柴油發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)噪聲進(jìn)行研究。該發(fā)動(dòng)機(jī)模型用來模擬整個(gè)發(fā)動(dòng)機(jī)部件的受力和位移。由發(fā)動(dòng)機(jī)的幾何數(shù)據(jù)創(chuàng)建動(dòng)力系統(tǒng)多體模型，根據(jù)1D數(shù)值模擬多體動(dòng)力學(xué)仿真(MBDS)的燃燒負(fù)荷。這樣，兩個(gè)機(jī)械力和燃燒的爆發(fā)壓力將同時(shí)在發(fā)動(dòng)機(jī)缸體上工作。

這個(gè)項(xiàng)目將采用有限元與邊界元結(jié)合的方法[6]。數(shù)值模擬過程中，需要?jiǎng)討B(tài)和靜態(tài)結(jié)果時(shí)，有限元方法是一個(gè)標(biāo)準(zhǔn)的工具。而邊界元方法，是當(dāng)需要聲波輻射預(yù)測結(jié)果時(shí)才起作用。邊界元法是解決間接配方和變分問題的方法，并利用模態(tài)聲傳遞向量(MATV)算法[7-8]。通過這種方式，可以根據(jù)ISO3744標(biāo)準(zhǔn)計(jì)算出距離發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)表面1 m外的輻射噪聲是否達(dá)標(biāo)。

1 發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力系統(tǒng)與動(dòng)態(tài)仿真

目前的工作可以分為兩個(gè)主要的數(shù)值分析。首先,待測試的發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力系統(tǒng)多體模型已經(jīng)使用LMS動(dòng)力系統(tǒng)動(dòng)態(tài)模擬器(PDS)建立，同時(shí)已經(jīng)用Virtual.Lab Motion軟件完成了動(dòng)態(tài)仿真。特別是VL Motion模型經(jīng)過求解，得到了在發(fā)動(dòng)機(jī)的整個(gè)工作轉(zhuǎn)速區(qū)間內(nèi)，從1 500～4 000 r/min的載荷預(yù)測值。其次，通過使用Virtual.Lab Acoustic工具進(jìn)行聲學(xué)仿真，對在每個(gè)轉(zhuǎn)速下的聲壓水平的聲音輻射進(jìn)行評價(jià)。下面，將對上述兩部分?jǐn)?shù)值分析程序進(jìn)行詳細(xì)說明。

被測試的發(fā)動(dòng)機(jī)是一臺(tái)四沖程直列四缸渦輪增壓柴油發(fā)動(dòng)機(jī)。發(fā)動(dòng)機(jī)的主要參數(shù)如表1所示。

表1 主要發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)

因?yàn)閮?nèi)燃機(jī)代表一個(gè)復(fù)雜的系統(tǒng)，包括曲軸、活塞、連桿、缸體、飛輪等部件，所以需要通過多體結(jié)構(gòu)進(jìn)行建模。為了模擬真實(shí)的發(fā)動(dòng)機(jī)工作狀態(tài)，曲軸和缸體都假設(shè)為柔性體，而其他組件都假設(shè)為剛性體。為了獲得一份可以詳細(xì)描述曲柄連桿機(jī)構(gòu)中接觸的所有多體模型(如活塞襯套、軸承等)，需要提供發(fā)動(dòng)機(jī)組件的所有信息，包括集合數(shù)據(jù)和物理特性(如質(zhì)量和慣性矩)[3]。

發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力系統(tǒng)的多體模型(如圖1)包括：曲軸、飛輪(綠色部分)，4個(gè)活塞(紅色部分)和它們的連桿。其中飛輪為一個(gè)從曲軸隔開的單獨(dú)剛體，缸體為4個(gè)掛載位置的集中質(zhì)量(橙色圓點(diǎn)部分)[9]。發(fā)動(dòng)機(jī)支架為包含剛度、阻尼等特征的柔性體。

在Virtual.Lab Motion模塊中，使用PDS模塊創(chuàng)建3D虛擬動(dòng)力系統(tǒng)模型，用動(dòng)畫將所有的機(jī)械部件加在一起組成運(yùn)動(dòng)的多體模型，能夠更好地理解整個(gè)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)形式。此外，通過Virtual.Lab Motion模塊在有負(fù)載的機(jī)械系統(tǒng)中建立柔性體。為了獲得更加真實(shí)的分析結(jié)果，曲軸和缸體均假設(shè)為柔性體[5]，在考慮自然模態(tài)形狀的條件下建立曲軸和缸體的有限元(FE)模型。

圖2為曲軸和缸體的有限元模型。曲軸的有限元模型包括5 278個(gè)節(jié)點(diǎn)和19 461個(gè)單元：19 455個(gè)四面體單元(CTETRA)，6個(gè)單元是位于主軸頸和曲柄銷位置的剛體單元(RBE3)。發(fā)動(dòng)機(jī)缸體的有限元模型包含23 226個(gè)節(jié)點(diǎn)和14 497 個(gè)單元：13 572個(gè)六面體單元(CHEXA)，831個(gè)五面體元素(CPENTA)，60個(gè)剛體單元(RBE2)，30個(gè)梁單元(CBAR)和4個(gè)代表4個(gè)發(fā)動(dòng)機(jī)支架的集中質(zhì)量單元(CONM2)。剛性單元設(shè)置為保持相對位置不變(例如沿著活塞滑動(dòng)、在主軸承位置和安裝位置)。

兩個(gè)有限元模型的模態(tài)分析已用MSC.Nastran 軟件分析完成，曲軸和缸體的模態(tài)參數(shù)已獲得，如形狀、自然頻率和模態(tài)向量等。模態(tài)參數(shù)見表2。

表2 曲軸和缸體的模態(tài)分析總結(jié) Hz

圖3展示了曲軸在427 Hz時(shí)第一次彎曲時(shí)的固有模態(tài)和缸體在789.9 Hz時(shí)第一次扭轉(zhuǎn)時(shí)的固有模態(tài)。

為了模擬發(fā)動(dòng)機(jī)在真實(shí)條件下工作時(shí)作用在發(fā)動(dòng)機(jī)每個(gè)組件(如發(fā)動(dòng)機(jī)支架燃燒、主軸承負(fù)載)上的力，設(shè)置為1 500～4 000 r/min的掃描區(qū)間，并以250 r/min遞增，并在每一個(gè)轉(zhuǎn)速下求解。這樣做的好處是:整個(gè)掃描是在一個(gè)單一的解決方案下完成的，大大減少了計(jì)算時(shí)間。表3顯示了速度掃描輸入數(shù)據(jù)。

表3 速度掃描輸入數(shù)據(jù)

將表1中通過一維數(shù)值仿真所獲得的發(fā)動(dòng)機(jī)的數(shù)據(jù)用來預(yù)測在3種工況下(1 500，2 500和3 500 r/min下，滿載)氣缸對氣缸的壓力循環(huán)。一維數(shù)值仿真的細(xì)節(jié)將在后面詳細(xì)闡述。

2 一維模型

一維仿真代碼[10]用來在研發(fā)發(fā)動(dòng)機(jī)的第一階段模擬所研發(fā)的發(fā)動(dòng)機(jī)性能。一維代碼解決了進(jìn)、排氣系統(tǒng)管道中的質(zhì)量、動(dòng)量和能量方程，此時(shí)氣缸內(nèi)的氣體被視為一個(gè)零維系統(tǒng)。關(guān)于燃燒過程的建模，通過double-Wibe方程來計(jì)算放熱率。由于發(fā)動(dòng)機(jī)配備了高壓共軌噴射系統(tǒng)，噴射變得簡單。在目前的分析中導(dǎo)桿+主噴射器的設(shè)計(jì)方案已經(jīng)確定。在噴射和燃燒過程中，從預(yù)先混合到擴(kuò)散階段燃燒持續(xù)期的調(diào)整值已設(shè)定。Wibe方程的參數(shù)與發(fā)動(dòng)機(jī)的工況相關(guān)，四缸柴油機(jī)放熱率的相關(guān)數(shù)據(jù)已通過實(shí)驗(yàn)獲得[11]。最近，Wibe方程參數(shù)與發(fā)動(dòng)機(jī)工況的關(guān)系通過六缸渦輪增壓共軌柴油發(fā)動(dòng)機(jī)已經(jīng)更新，用以參與導(dǎo)桿+噴射器部分的計(jì)算[12]。一旦錯(cuò)過點(diǎn)火延遲時(shí)間，Wibe方程就會(huì)被激活。這個(gè)方法雖然簡單，但卻能夠得到一個(gè)準(zhǔn)確的在排氣閥打開時(shí)的廢氣溫度估計(jì)值，這個(gè)可靠的估計(jì)值可用在渦輪入口處。這可以令發(fā)動(dòng)機(jī)和渦輪增壓器間具有良好的匹配預(yù)測條件。

發(fā)動(dòng)機(jī)的一維仿真模型如圖4所示，它包括了全部的主要部件和發(fā)動(dòng)機(jī)上的控制裝置，如廢氣再循環(huán)系統(tǒng)。渦輪增壓組的性能特性圖由制造商提供。特別指出，可變嘴渦輪(VNT)是用來控制增壓級別的。

圖5顯示一維模型結(jié)果，包括氣缸在發(fā)動(dòng)機(jī)不同轉(zhuǎn)速下、滿載條件下和沒有廢氣再循環(huán)的壓力周期循環(huán)曲線。這些工況實(shí)際上是噪聲輻射方面最關(guān)鍵的工況。增加發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速可以決定更高的增壓水平和峰值壓力。氣缸的最大壓力依據(jù)進(jìn)氣沖程的實(shí)際充氣狀況而定。氣缸最大壓力的細(xì)小變化可以在最高轉(zhuǎn)速下觀察到。峰值壓力的位置取決于燃油噴射方案所設(shè)計(jì)的可變?nèi)紵辔坏淖兓秶?。更進(jìn)一步的研究中，后者可以用來控制壓力的提升和降低輻射噪聲[13]。所計(jì)算的壓力周期可以用來計(jì)算作用在發(fā)動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)上的激勵(lì)大小，用以進(jìn)行之后的聲學(xué)分析。

圖6顯示了燃燒力在z軸方向的分量，它主要來自于每個(gè)轉(zhuǎn)速下作用于氣缸1的氣體壓力。另外對應(yīng)于其他發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速下的工作點(diǎn)，通過PDS速度掃描工具計(jì)算可以得出。隨著發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的增加，燃燒過程提前，循環(huán)周期減少，峰值變得越來越高。這主要是隨著發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的提高，增壓水平也跟著提高。

多體動(dòng)力學(xué)仿真后的處理結(jié)果，如發(fā)動(dòng)機(jī)工作期間的燃燒載荷、發(fā)動(dòng)機(jī)支架載荷及所有作用在缸體的力均已獲得。

圖7展示了發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速對于曲軸軸承受到的z軸方向分力的影響?？梢钥吹剑涸诘皖l率范圍內(nèi)(400 Hz)，影響最大的階數(shù)是二階和四階。對于四沖程直列四缸發(fā)動(dòng)機(jī)的相關(guān)頻率,由以下關(guān)系可以求出：

(1)

式中：k表示發(fā)動(dòng)機(jī)的階數(shù)，n是發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速(r/min)。第二階，對應(yīng)于1 500 r/min時(shí)的頻率為50 Hz的圖像，與燃燒現(xiàn)象有關(guān)；而第四階在1 500 r/min時(shí)達(dá)到100 Hz，僅與純機(jī)械現(xiàn)象相關(guān)。此外，正如從色圖上看到的，曲柄軸承上z軸方向分力最大值發(fā)生在第四階，對應(yīng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為3 750 r/min，頻率為250 Hz。

從使用VL Motion進(jìn)行的動(dòng)力學(xué)仿真后所獲得的參數(shù)中提取發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)體模態(tài)參與因子，同時(shí)對它們在不同工況、不同轉(zhuǎn)速下的影響也進(jìn)行分析。這部分分析對于理解哪種缸體振型對系統(tǒng)動(dòng)態(tài)性能影響最大非常重要。理解哪種模態(tài)最重要僅僅只是基礎(chǔ)，通過分析得到更重要的結(jié)論從而優(yōu)化測試系統(tǒng)的性能才是目的所在。

圖8中的色條顯示了發(fā)動(dòng)機(jī)缸體前8階模態(tài)參與因子在3 000 r/min時(shí)隨頻率變化的關(guān)系?？梢钥吹剑涸谠撧D(zhuǎn)速下，最重要的缸體模態(tài)是在200～300 Hz范圍內(nèi)出現(xiàn)的。類似的結(jié)論也可以在其他轉(zhuǎn)速的研究中發(fā)現(xiàn)。

3 發(fā)動(dòng)機(jī)外部噪聲的分析與結(jié)果

數(shù)值分析的目標(biāo)是預(yù)測發(fā)動(dòng)機(jī)模型在工作時(shí)的噪聲輻射情況。這個(gè)準(zhǔn)確的分析結(jié)果可以用作更進(jìn)一步的特別在設(shè)計(jì)階段對整車內(nèi)部噪聲進(jìn)行預(yù)測。

在后文中，將介紹聲音分析的內(nèi)容，并展示和討論分析結(jié)果。同時(shí)將用在能夠預(yù)測發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲輻射的間接邊界元法中[14]。

一旦估計(jì)了整個(gè)發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)性能，接下來就是參照ISO3744標(biāo)準(zhǔn)評估距離發(fā)動(dòng)機(jī)1 m處的噪聲輻射。

通常，在進(jìn)行聲學(xué)分析時(shí)，系統(tǒng)在規(guī)定的運(yùn)行速度時(shí)的機(jī)械振動(dòng)被當(dāng)做邊界條件。在這種情況下，需要使用模態(tài)參與因子利用Virtual.Lab Acoustic聲學(xué)分析工具，就不需要計(jì)算出每一種發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速時(shí)的輻射面振動(dòng)。這種模態(tài)技術(shù)可以大量縮減數(shù)據(jù)的運(yùn)算時(shí)間，同時(shí)不會(huì)影響分析精確度。

為達(dá)到這個(gè)目的，前面得到的模態(tài)參與因子將一同被分析，因此模態(tài)聲傳遞向量(MATV)的分析需要提前完成。

在圖9中，顯示了發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)體的邊界元網(wǎng)格化分、對稱面(綠色表示)和虛擬測量面(黃色表示)。缸體的邊界元模型由7 144個(gè)板單元和7 275個(gè)節(jié)點(diǎn)組成。設(shè)置對稱面是為了將發(fā)動(dòng)機(jī)的底部輻射也考慮進(jìn)去。測量面是參照ISO3744標(biāo)準(zhǔn)，用距離發(fā)動(dòng)機(jī)1 m處的虛擬半球面表示，那里的麥克風(fēng)將收集發(fā)動(dòng)機(jī)的聲功率和聲壓值。

聲學(xué)分析在20～5 000 Hz范圍內(nèi)進(jìn)行(以20 Hz為遞增值)，而且對于每一個(gè)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速下的聲功率和聲壓頻率譜都進(jìn)行了計(jì)算。同時(shí)對發(fā)動(dòng)機(jī)整個(gè)工作轉(zhuǎn)速內(nèi)的變化也進(jìn)行了分析。對于每一個(gè)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速下的整體噪聲水平(單位dB)也進(jìn)行了計(jì)算和比較。

圖10展示了在1 500，2 750，4 000 r/min時(shí)的噪聲譜。它們的曲線圖顯示了相似的變化趨勢，都是在低頻區(qū)間時(shí)有較高的噪聲等級，此時(shí)燃燒狀況對聲壓譜的影響起主要作用。同時(shí)一個(gè)躍升點(diǎn)也展現(xiàn)出來(在20～500 Hz頻率區(qū)間內(nèi))。最大值出現(xiàn)在250 Hz處，在該頻率缸體一階模態(tài)同時(shí)出現(xiàn)，它主要影響發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)態(tài)性能。

在0～300 Hz范圍內(nèi)，對應(yīng)所設(shè)定的不同發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，氣體壓力頻率和慣性力對噪聲影響顯著。

在高頻范圍內(nèi)(2 000 Hz以上區(qū)域)，噪聲曲線顯示出了一個(gè)幾乎恒定的低聲壓水平。在這個(gè)頻率范圍內(nèi)，對于噪聲起主要作用的是來自于慣性力和缸體模態(tài)的純機(jī)械作用。另一個(gè)非常明顯的出現(xiàn)峰值在4 100 Hz時(shí)，主要與發(fā)動(dòng)機(jī)的模態(tài)有關(guān)。

圖11是一個(gè)瀑布圖表，它展示了聲壓曲線隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和頻率的改變。圖12顯示了當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行在2 750 r/min和250 Hz時(shí)，聲壓在虛擬測量表面的等高線圖。它呈現(xiàn)出關(guān)于x軸對稱分布同時(shí)缸體兩側(cè)的聲壓水平一致的特點(diǎn)。特別要指出的是：ISO場點(diǎn)5對應(yīng)的聲壓水平約89 dB，在這個(gè)頻率上，缸體的第一振型是對發(fā)動(dòng)機(jī)性能影響最大的。

在圖13中顯示了ISO場點(diǎn)5處計(jì)算得到的包含了整個(gè)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速區(qū)間的色圖。主要的第四階和第五階的結(jié)果被清晰地標(biāo)記出來。根據(jù)公式(1)得到第五階的最大值出現(xiàn)在轉(zhuǎn)速3 750 r/min、頻率310 Hz處。

4 結(jié)論

在發(fā)動(dòng)機(jī)的設(shè)計(jì)過程中，發(fā)動(dòng)機(jī)聲音輻射預(yù)測已經(jīng)成為一個(gè)重要的環(huán)節(jié)。發(fā)動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)傳遞噪聲的精確模擬將會(huì)為發(fā)動(dòng)機(jī)開發(fā)過程提供有用的信息，同時(shí)可以對結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化或者通過改變噴射系統(tǒng)從而改變缸內(nèi)壓力曲線。

作者在一臺(tái)四沖程直列四缸渦輪增壓柴油機(jī)模型上，從1 500～4 000 r/min對整個(gè)發(fā)動(dòng)機(jī)工作轉(zhuǎn)速區(qū)間進(jìn)行振動(dòng)聲預(yù)測分析。

已經(jīng)做了20～5 000 Hz范圍內(nèi)的(以20 Hz為遞增值)聲學(xué)分析，并對發(fā)動(dòng)機(jī)每個(gè)轉(zhuǎn)速條件下的整體噪聲水平進(jìn)行計(jì)算和比較。

在測試轉(zhuǎn)速下，對發(fā)動(dòng)機(jī)共振對于聲學(xué)性能的影響也進(jìn)行了分析。

和預(yù)想的一樣，對發(fā)動(dòng)機(jī)整體噪聲水平隨著發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的提高而提高。需特別指出的是：從發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的最低值到最高值，噪聲提高超過18 dB。更進(jìn)一步的研究將從兩種可行的方案去關(guān)注發(fā)動(dòng)機(jī)的優(yōu)化設(shè)計(jì)：(1)為了減少發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)和噪聲輻射，需要考慮不同的發(fā)動(dòng)機(jī)支架結(jié)構(gòu)；(2)需要采取新的燃料供給。

最后，將驗(yàn)證減少汽車內(nèi)部噪聲的效果是否滿足乘客舒適性的要求。

【1】 Junhong Z,Jun H.CAE Process to Simulate and Optimise Engine Noise and Vibration[J].Mechanical Systems and Signal Processing,2006,20(6):1400-1409.

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Noise Prediction of a Multi-cylinder Engine Using Multi-Body Dynamic Simulation Technique

HUANG Shuo
(Engine Plant, Dongfeng Commercial Vehicle Co., Ltd., Shiyan Hubei 442001, China)

A model was built for a turbocharged 4-cylinder diesel engine prototype, and a coupled multi-body and finite element analysis-boundary element (FEM-BEM) methodology were used to predict the noise radiated. A multi-body dynamic simulation was done to simulate the engine working condition from 1 500 to 4 000 r/min, in order to determine the excitation force of the powetrain, and the forces acting on the cylinder block was estimated in particular. In dynamics description for the engine powertrain system, both the effects of the gas pressure during the combustion process and the inertia forces of the moving parts were taken into account. Moreover the real engine operating behavior was assessed, with both the crank and the block were considered as flexible bodies. Afterwards, the cylinder block excitations in terms of modal participation factors were used to evaluate the engine radiated noise at a distance of one meter away from the engine, based on the well-know MATV methodology and according to the ISO 3744 standard. The dynamics of the engine powertrain and its vibration-noise behavior were described using LMS Virtual.Lab tools.

Multi-cylinder engine；Noise；Engine powertrain

2013-11-06

黃碩(1989—)，技術(shù)員，主要研究方向?yàn)榘l(fā)動(dòng)機(jī)整機(jī)性能開發(fā)。E-mail:30252297@qq.com。