不同載荷激勵對非道路高壓共軌柴油機振動與噪聲的影響研究

楊永忠， 畢玉華， 張 寧， 向 熔，申立中， 唐明超， 吳禮民

(1. 昆明理工大學(xué) 云南省內(nèi)燃機重點實驗室，昆明 650500； 2. 昆明云內(nèi)動力股份有限公司，昆明 650500)

伴隨工程機械、農(nóng)業(yè)機械等非道路移動機械行業(yè)的快速發(fā)展，非道路柴油機的市場空間也變得日益廣闊。由于非道路柴油機工作條件惡劣、負荷大、工況變化劇烈，對柴油機的可靠性、振動與噪聲等都提出較高的要求，整機振動與噪聲(NVH)特性成為制約柴油機強化的主要因素之一。因此，進行非道路柴油機振動與噪聲影響因素分析，對于提高非道路發(fā)動機運行NVH性能具有重要意義[1-2]。

柴油機振動與噪聲研究方法一般有兩種：一種是基于模態(tài)測試與振動噪聲測試的試驗研究，另一種是基于多體動力學(xué)與邊界元法的振動與噪聲機理仿真研究[3]。美國德納公司、福特公司等[4-6]對發(fā)動機氣缸蓋罩進行了振動測試，分析氣缸蓋罩振動特性與影響氣缸蓋罩振動空間傳遞特性。奧地利AVL公司Martin Sopouch等[7]采用仿真分析的方法，研究了傳動鏈條、鏈條張緊器以及凸輪軸、氣門機構(gòu)的動態(tài)特性以及激勵對發(fā)動機振動的影響。德國FEV公司Schneider等[8]分析了傳動系統(tǒng)動力學(xué)特性，結(jié)合FEA分析方法，對發(fā)動支架及相關(guān)附件進行優(yōu)化。日產(chǎn)汽車公司Yamamoto等[9]基于FEA分析方法，提出了一種優(yōu)化發(fā)動機缸蓋螺栓數(shù)目以及位置的系統(tǒng)優(yōu)化方法，減振降噪效果明顯。通用汽車公司Lee等[10]通過對2.0 L與2.2 L歐Ⅴ車用柴油機整機振動分析，拓撲優(yōu)化了齒輪室蓋結(jié)構(gòu)與油底殼結(jié)構(gòu)，使柴油機NVH性能大幅度提高。日本洋馬公司Akei等[11]通過建立柴油機多體動力學(xué)模型，結(jié)合測量頻率響應(yīng)函數(shù)，預(yù)測了柴油機振動以及噪聲傳播途徑。晉兵營等[12]建立了機體有限元分析模型，考慮缸蓋螺栓預(yù)緊力、氣體壓力、活塞連桿組的慣性力、主軸承載荷、機體支撐載荷、活塞側(cè)擊力的影響，研究機體振動響應(yīng)情況。杜憲峰等[13]以機體模態(tài)頻率以及振動烈度作為優(yōu)化目標(biāo)，對機體結(jié)構(gòu)進行了拓撲優(yōu)化。綜上所述，國內(nèi)外學(xué)者針通過試驗研究與仿真技術(shù)，研究了發(fā)動機表面振動與噪聲產(chǎn)生的機理及傳遞特性，但不同激勵對整機N&H性能影響研究報道較少。

由于柴油機非均勻燃燒的特點以及結(jié)構(gòu)強化的要求，使柴油機的NVH分析與優(yōu)化比汽油機更復(fù)雜。多缸柴油機運轉(zhuǎn)時，活塞將產(chǎn)生周期性變化的往復(fù)慣性力以及慣性力矩，曲軸曲柄在回轉(zhuǎn)過程中產(chǎn)生周期性變化的旋轉(zhuǎn)慣性力以及力矩，配氣機構(gòu)運動產(chǎn)生的慣性力以及周期性變化的傾覆力矩等，這些力與力矩是柴油機振動與噪聲的主要激勵源，對整機各個部位振動與噪聲的影響權(quán)重也不同。由于整機NVH仿真分析影響因素多，計算規(guī)模較大，因此進行不同激勵對整機不同部位振動與噪聲的影響研究，可以簡化振動與噪聲分析的計算條件，快速分離機械噪聲源。

以強化后的非道路高壓共軌四缸增壓中冷柴油機為研究對象(主要參數(shù)見表1)，基于機體與曲軸的模態(tài)測試，建立了整機多體動力學(xué)模型，進行了整機振動與噪聲仿真分析，研究了主軸承載荷、活塞側(cè)擊力、閥系載荷等不同激勵對于柴油機振動與噪聲的影響，研究結(jié)果為強化后柴油機的減振降噪提供了理論指導(dǎo)。

表1 柴油機主要參數(shù)Tab.1 Main parameters of diesel engine

1 整機有限元模型建立與有限元結(jié)構(gòu)縮減

1.1 整機有限元模型的建立

利用UG軟件與Hypermesh軟件對主要部件機體、缸蓋、油底殼、氣缸蓋罩、齒輪室殼、飛輪殼、進排氣管、機油濾清器、電機、機油冷卻器等部件進行實體建模與網(wǎng)格劃分，忽略了對結(jié)構(gòu)動力學(xué)特性影響較小的凸臺、圓角?？偝裳b配模型如下圖1所示。裝配后總的網(wǎng)格數(shù)為692 075個，節(jié)點數(shù)為1 231 669個。選取第三主軸承中心點為模型全局坐標(biāo)系中心點，采用右手定則，定義曲軸皮帶輪端到飛輪端為X軸，氣缸中心線方向為Z軸，發(fā)動機橫截面方向為Y軸。從發(fā)動機前端往后端看，左側(cè)為主推力面，右側(cè)為次推力面。

圖1 發(fā)動機總成裝配模型 Fig.1 The engine FE model

1. 2 有限元結(jié)構(gòu)縮減

應(yīng)用EXCITE powerunit軟件建立整機多體動力學(xué)分析模型(見圖2(a))，利用非線性連接副連接線彈性體組成高度非線性的多體動力學(xué)模型，在整機有限元模型中，各部件之間通過綁定連接關(guān)系組成完整的分析模型。

在發(fā)動機結(jié)構(gòu)振動仿真需在模型上施加隨時間變化的激勵載荷，對發(fā)動機進行時域內(nèi)的振動響應(yīng)求解，求解過程涉及到龐大的質(zhì)量、剛度陣計算，因此需對模型進行自由度縮減。機體、缸蓋、油底殼、齒輪室殼、飛輪殼、氣缸蓋罩以及附件選擇主節(jié)點1 128個，縮減后保留了1 817個自由度以及180個模態(tài)自由度；曲軸選擇主節(jié)點個數(shù)為56個，縮減后保留自由度為186個，見圖2(b)。

(a)整機多體動力學(xué)模型

(b)多體動力學(xué)縮減模型圖2 整機振動與噪聲分析模型 Fig.2 The engine analysis model of vibration and noise

1.3 曲軸與機體模態(tài)分析

利用Lanczos算法對曲軸與機體進行自由模態(tài)計算，分別提取曲軸與機體前12階模態(tài)，去除前6階剛體模態(tài)，計算模態(tài)結(jié)果見表2、表3。

表2 機體計算模態(tài)與實驗?zāi)B(tài)對比Tab.2 Comparison of computational and experimental modes

表3 曲軸前6階模態(tài)分析Tab.3 Modal analysis of crankshaft front 6th

模態(tài)測試采用錘擊激勵方式，通過橡皮繩將曲軸和機體懸掛，使零件支撐形式接近自由狀態(tài)，曲軸與機體懸置方式如圖3。測試機體測點為120個，采用單點激勵、多點測試方式；曲軸測點為1個，采用多點激勵、單點激勵測試方式。測量過程中，通過裝有力傳感器的力錘敲擊機體，測量發(fā)動機表面測點的加速度響應(yīng)。通過NI PXI14498數(shù)據(jù)采集卡采集力錘力信號及加速度傳感器信號，應(yīng)用model VIEW軟件對數(shù)據(jù)進行處理分析，測試原理見圖4。

圖3 曲軸與機體懸掛圖 Fig.3 The hanging way of crankshaft and engine block

圖4 測試過程原理圖 Fig.4 The principle of the testing process

測試模態(tài)見表2、表3，可知，計算模態(tài)與試驗?zāi)B(tài)振型一致，固有頻率誤差在5%以內(nèi)，說明建立的機體與曲軸有限元模型是準(zhǔn)確的。

2 不同載荷激勵特性分析

在整機振動噪聲中激勵載荷主要包括缸內(nèi)氣體壓力、主軸承載荷、閥系載荷、活塞敲擊力等。缸內(nèi)壓力是發(fā)動機運轉(zhuǎn)的初始動力來源，采用臺架測試缸壓曲線，從怠速到額定工況轉(zhuǎn)速缸壓曲線，見圖5。

圖5 不同轉(zhuǎn)速下缸內(nèi)壓力 Fig.5 The cylinder pressure at different speeds

基于Excite-Timing drive軟件，建立了凸輪中置結(jié)構(gòu)的閥系與搖臂氣門機構(gòu)動力學(xué)模型，在考慮各部件之間的非線性關(guān)系及各部件彈性變形的基礎(chǔ)上，計算了不同轉(zhuǎn)速下的三個凸輪軸軸承載荷與氣門落座力，額定功率工況下(其余轉(zhuǎn)速略)隨曲軸轉(zhuǎn)角變化關(guān)系見圖6(a)、6(b)。

基于Excite-Piston&ring軟件，通過計算獲得的缸套與活塞流固耦合熱態(tài)變形以及活塞的剛度矩陣，搭建活塞組件的多體動力學(xué)模型，計算了不同轉(zhuǎn)速下缸套主、次推力面的受力變化，額定功率工況下(其余轉(zhuǎn)速略)隨曲軸轉(zhuǎn)角變化關(guān)系見圖6(c)、6(d)。

基于EXCITE-Powerunit軟件，考慮滑動軸承的油膜壓力分布、油膜厚度分布、表面粗糙度影響以及軸承彈性變形之間相互耦合關(guān)系，建立了曲柄連桿機構(gòu)多體動力學(xué)模型，計算了不同轉(zhuǎn)速下五個主軸承的載荷變化，額定功率工況下(其余轉(zhuǎn)速略)隨曲軸轉(zhuǎn)角變化關(guān)系見圖6(e)～6(i)。

圖6 額定功率工況主要激勵隨曲軸轉(zhuǎn)角變化關(guān)系 Fig.6 The relationship between the main excitation of the rated condition and the change of the crank angle

3 不同載荷激勵對發(fā)動機振動與噪聲的影響

為了研究不同激勵對于發(fā)動機振動及噪聲的影響，計算的具體方案見表4，燃氣壓力代表通過曲柄連桿機構(gòu)作用的軸承負荷；閥系載荷屬于直接作用于發(fā)動機上的力，主要包括氣門坐落力、氣門彈簧力以及凸輪軸軸承力；活塞側(cè)擊力由活塞動力學(xué)模型計算所得。應(yīng)用EXCITE-Powerunit軟件建立整機非線性多體動力學(xué)模型，分別加載缸內(nèi)氣體壓力、主軸承載荷、閥系載

荷、活塞敲擊力等激振力，進行不同激勵對整機振動及噪聲的仿真分析。分別選取氣缸蓋罩、機體主次推力面、機體前端齒輪室殼以及后端飛輪殼、油底殼上的點為重點分析的特征點，所選的點見圖7。

表4 不同激勵施加方案Tab.4 Different excitation schemes

圖7 發(fā)動機機體表面評估點分布 Fig.7 The assessment point distribution on the surface

3.1 發(fā)動機表面振動響應(yīng)試驗

為驗證仿真分析的多體動力學(xué)模型的準(zhǔn)確性，在額定轉(zhuǎn)速2 400 r/min工況下進行了的發(fā)動機表面振動臺架測試。在整機表面選擇9個測試點，振動測試系統(tǒng)主要包括LC0101加速度傳感器、NI數(shù)據(jù)采集卡、基于Labview軟件搭建的數(shù)據(jù)采集與分析軟件、PC機等。采集測試點的時域信號，變換到頻域下的加速度級與多體動力學(xué)計算獲得的頻域加速度級進行對比，以氣門室罩測點與機體主推力側(cè)測點為例，測試值與計算值對比見圖8。由于模型搭建時并未充分考慮各連接副以及全部機械載荷的激勵影響，仿真計算所得的振動頻響值與測試所得的結(jié)果略有差異，但仿真結(jié)果與測試值二者變化趨勢一致，說明該整機多體動力學(xué)模型可用于進行發(fā)動機振動分析。

(a)氣門室罩51000002點

(b)機體主推力側(cè)51000013點圖8 不同測試點仿真計算值與測試值頻響加速度級對比 Fig.8 The difference of acceleration level between test and simulation result

3.2 不同載荷激勵對發(fā)動機振動的影響

在額定轉(zhuǎn)速工況下，提取氣缸蓋罩、機體主/次推力面、油底殼點的振動速度頻譜，分別見圖9～12。圖9為氣缸蓋罩51000002點的振動速度頻譜，可以看出，在頻率為0～1 000 Hz范圍內(nèi)，氣缸蓋罩不同載荷方案的表面振動速度相差較??；振動最大值出現(xiàn)在80 Hz位置；由計算的該機型額定轉(zhuǎn)速工況的基頻為40 Hz，說明二階諧次運動對氣缸蓋罩振動速度級影響較大。1 000～3 000 Hz范圍內(nèi)，閥系載荷施加對氣缸蓋罩振動速度級影響較小，由于閥系載荷屬于中高頻激勵，閥系載荷的加載后，發(fā)動機在高頻區(qū)域振動速度級小幅增加，但由于閥系載荷加載時間相對短暫，因此加載閥系載荷后發(fā)動機的表面振動加速度級相對于只加缸壓數(shù)據(jù)時增加4 dB。1 000 Hz～3 000 Hz范圍內(nèi)，加載活塞側(cè)擊力后，發(fā)動機表面振動速度級明顯增加，增加幅度最大為10 dB，說明持續(xù)的活塞二階運動激勵對于發(fā)動機頂部振動影響較大。

圖9 氣缸蓋罩51000002點振動速度級 Fig.9 The vibration velocity of point 51000002

圖10為額定工況下發(fā)動機次推力面51000005點振動速度級?？梢姡涸陬l率為0～600 Hz范圍內(nèi)，不同載荷方案對次推力面表面振動速度影響較?。辉陬l率為600～3 000 Hz范圍內(nèi)，缸內(nèi)燃氣壓力載荷與閥系載荷施加對次推力面振動速度級影響較小，而活塞側(cè)擊力加載對次推力面速度級影響明顯，平均增加幅度24 dB左右。

圖10 機體次推力面51000005點振動速度 Fig.10 The vibration velocity of point 51000005

圖11為額定轉(zhuǎn)速工況下發(fā)動機主推力面點51000013振動速度級，可見：當(dāng)激勵僅為燃氣壓力時，該點振動速度級在整個頻段內(nèi)相對較小，其中，在中心頻率為100 Hz、125 Hz以及315 Hz時，其振動速度級較其它兩方案的大。加載閥系載荷后，相比施加燃氣壓力載荷平均增加1 dB。施加活塞側(cè)擊力后，在頻率為1 000-3 000 Hz范圍內(nèi)，主推力面點振動速度級增加幅度較大，平均增加幅度達到9 dB。

圖11 機體主推力面51000013點振動速度 Fig.11 The vibration velocity of point 51000013

圖12為額定工況下油底殼上51000018點振動速度級變化，可見：加載閥系載荷后該點平均振動加速度增加0.8 dB，說明閥系載荷對于油底殼的振動影響較小。加載活塞側(cè)擊力后，在頻率為1 000～3 000 Hz范圍內(nèi)，平均振動速度級增加7.3 dB，活塞側(cè)擊力對于油

圖12 油底殼51000018點振動速度 Fig.12 The vibration velocity of point 51000018

底殼中高頻振動影響較大。綜上所述，閥系載荷對于以上特征點的振動速度級影響較小，活塞側(cè)擊力載荷對以上特征點的中高頻振動速度級影響較大。

以500 Hz、1 000 Hz、2 000 Hz為倍頻程中心頻率，提取不同方案發(fā)動機表面振動速度級云圖分別見圖13～15。圖13為倍頻程中心頻率為500 Hz時不同方案整機表面速度級，可見：不同載荷施加方案的發(fā)動機上部與下部殼體件振動速度級相對較大，機體中間部位振動速度級相對較小。發(fā)動機加載閥系載荷后，對氣缸蓋罩與油底殼該頻段振動速度級影響較大，振動速度級明顯增加，機體前端及中部位置振動速度級也小幅增加，加載活塞側(cè)擊力載荷后，機體中部位置表面速度級增加較為明顯。

圖14為倍頻程中心頻率為1 000 Hz時不同方案整機表面速度級，可見，閥系載荷以及活塞側(cè)擊力加載后，發(fā)動機機體中部1 000 Hz頻段振動速度級明顯增加，活塞側(cè)擊力對于機體中部及油底殼的表面速度影響較大。

圖15為倍頻程中心頻率為2 000 Hz時不同方案整機表面速度級，可見，閥系載荷的加載對于發(fā)動機表面該頻段的振動速度級影響較小，而活塞側(cè)擊力加載后，該頻段發(fā)動機表面振動速度級明顯增加。

圖13 倍頻程中心頻率為500 Hz時不同方案表面速度級 Fig.13 The velocity level of the block surface at 500 Hz under 1/3 octave band

圖14 倍頻程中心頻率為1 000 Hz時不同方案表面速度級 Fig.14 The velocity level of the block surface at 1 000 Hz under 1/3 octave band

3.3 不同載荷激勵對發(fā)動機噪聲的影響

分別提取不同轉(zhuǎn)速不同激勵方案下油底殼、氣缸蓋罩、齒輪室殼、機體平均輻射聲功率(頻率分布為500 Hz～3 000 Hz)，分別見圖16～19。圖16為為油底殼平均輻射聲功率圖，可見，隨著閥系載荷、活塞側(cè)擊力的施加，油底殼表面輻射聲功率呈現(xiàn)增加的趨勢。怠速工況下，三種方案的油底殼表面輻射聲功率級差異較大，轉(zhuǎn)速增加后，加載閥系載荷前后對油底殼表面輻射聲功率級影響基本相同，但加載活塞側(cè)擊力后油底殼輻射聲功率級明顯增加，中低轉(zhuǎn)速平均增加15 dB，中高轉(zhuǎn)速平均增加5.1 dB，說明中低轉(zhuǎn)速加載活塞側(cè)擊力方案對對油底殼的噪聲影響較大。

圖15 倍頻程中心頻率為2 000 Hz時不同方案表面速度級 Fig.15 The velocity level of the block surface at 2 000 Hz under 1/3 octave band

圖16 油底殼不同方案不同轉(zhuǎn)速下表面輻射聲功率級 Fig.16 The sound power level of the oilpan under different case and speed

圖17為氣缸蓋罩不同轉(zhuǎn)速不同方案下輻射聲功率級，可知，隨著閥系載荷、活塞側(cè)擊力的施加，氣缸蓋罩表面輻射聲功率呈現(xiàn)增加的趨勢。低轉(zhuǎn)速下各方案影響差異大，中高轉(zhuǎn)速下，各方案影響差異變小。怠速工況下，三種方案的氣缸蓋罩表面輻射聲功率級差異較大，發(fā)動機在轉(zhuǎn)速為1 600 r/min和2 400 r/min時，閥系載荷施加對氣缸蓋罩輻射聲功率級影響較大，其它轉(zhuǎn)速下活塞側(cè)擊力載荷施加對氣缸蓋罩輻射聲功率級影響較大。

圖17 氣缸蓋罩不同方案下聲功率級 Fig.17 The sound power level of the head cover under different case and speed

齒輪室殼不同方案、不同轉(zhuǎn)速下表面輻射聲功率級如圖18，可知，低轉(zhuǎn)速下各方案影響差異大，中高轉(zhuǎn)速下各方案影響差異變小。隨著轉(zhuǎn)速的增加，齒輪室殼表面輻射聲功率呈現(xiàn)增加的趨勢。

機體不同方案、不同轉(zhuǎn)速下表面輻射聲功率級見圖19，可知，機體表面輻射聲功率級變化趨勢與齒輪室殼表面輻射聲功率級變化趨勢一致。低轉(zhuǎn)速下各方案影響差異大，中高轉(zhuǎn)速下各方案影響差異變小。隨著轉(zhuǎn)速的增加，機體表面輻射聲功率呈現(xiàn)增加的趨勢。

圖18 齒輪室殼不同方案下聲功率級 Fig.18 The sound power level of the gear box under different case and speed

圖19 機體不同方案下聲功率級 Fig.19 The sound power level of the block under different case and speed

4 結(jié) 論

(1)隨著載荷激勵的施加，發(fā)動機表面振動速度級也相應(yīng)的增加；加載閥系載荷后，發(fā)動機在高頻區(qū)域振動速度級小幅增加，不同頻率下的振動速度變化趨勢與單純加載氣缸燃氣壓力方案基本一致；加載活塞側(cè)擊力后，氣缸蓋罩、油底殼以及主次推力面點的表面振動速度級明顯增加，活塞的二階運動激勵對于以上特征點的中高頻振動影響較大。

(2)加載閥系載荷后，對整機500 Hz、1 000 Hz頻段的振動速度級影響較大，振動速度級明顯增加。加載活塞側(cè)擊力載荷后，機體中部表面速度級增加較為明顯，活塞側(cè)擊力的施加對發(fā)動機2 000 Hz頻段的振動影響較大。

(3)不同轉(zhuǎn)速、不同激勵方案下輻射聲功率級分析表明：隨著載荷激勵的增加，各部件的表面輻射聲功率級基本呈增加趨勢；低轉(zhuǎn)速下各方案影響差異大，中高轉(zhuǎn)速下各方案影響差異變小。閥系載荷的加載對氣缸蓋罩噪聲功級影響較大，活塞側(cè)擊力是各主要殼體件怠速機械噪聲的主要影響因素

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