6L16/24型柴油機振動噪聲預測研究

田磊 譚登洪

（中國船舶重工集團公司七一二研究所，武漢 430064）

船用柴油機是引起船舶振動與噪聲的主要激勵源，船用柴油機的振動和噪聲過大將會給船上人員和機器設備帶來許多危害：噪聲過大會引起機艙工作人員的極度不適，長期在此環境下工作容易造成疲勞并損害身體健康；當船舶儀表和機械設備的振動頻率等于或接近于它的工作頻率時，會使這些儀表和設備的工作失常，縮短使用壽命，甚至造成失靈損壞；噪聲過大會嚴重影響艦船作戰性能和潛藏隱蔽性[1]。近年來，各國船東對船舶的舒適性要求愈來愈高，特別是振動與噪聲的要求，世界各船級社制定了船舶振動噪聲舒適性評價指標。柴油機振動噪聲控制的實踐表明，對現有柴油機振動噪聲性能的改善是有限的，往往會造成人力、物力、財力的浪費，成本太高。因此，就需要在設計階段考慮振動噪聲性能指標，按照低振動、低噪聲來進行設計。本文以6L16/24型柴油機為研究對象，建立其組合體結構的有限元模型，并進行了模態分析，然后利用有限元/邊界元的方法進行振動噪聲的仿真計算。

1 有限元模型的建立和模態分析

1.1 有限元模型的建立

利用HyperMesh軟件建立了柴油機機體、氣缸蓋、油底殼和罩蓋等薄壁零件的有限元模型，并將其按照一定的方式連接在一起，得到柴油機組合體結構的有限元模型如圖1所示。

機體和油底殼，側罩蓋和機體以及上罩蓋和氣缸蓋之間是通過連接螺栓連接在一起的，在有限元處理時，采用RBE2單元（剛性單元）來模擬螺栓連接；機體和氣缸蓋之間采用MPC（多點約束方程）算法來模擬作用力的傳遞[2]。

圖1 柴油機組合體結構有限元模型

1.2 有限元模態分析

利用 ANSYS軟件，采用 Lanczos算法，對組合體結構進行約束模態分析，約束油底殼與減震器相接觸的所有節點的6個自由度。表1為組合體結構前10階模態結果，圖2到圖5為其前4階模態的振型圖。

圖2 第一階模態振型

表1 組合體結構前10階約束模態分析結果

2 柴油機瞬態響應分析

柴油機的輻射噪聲與其表面振動情況密切相關，因此，要想預測柴油機的輻射噪聲，首先要對柴油機進行瞬態響應分析，得到其表面振動數據。在前面建立的6L16/24型柴油機組合體結構的基礎上，考慮其在實際工作情況下的載荷及邊界條件，對其進行瞬態響應分析，獲得其表面振動響應，為后續柴油機的噪聲預測提供輸入數據。

圖3 第二階模態振型

圖4 第三階模態振型

圖5 第四階模態振型

2.1 載荷及邊界條件的確定

6L16/24型柴油機是六缸往復活塞式四沖程柴油機，其在實際工作時工況變化比較頻繁，這里的分析主要針對 1000 r/min，90%負荷的工況下進行。主要考慮了以下載荷的作用：1) 缸蓋底部所受氣體壓力；2)缸套所受氣體壓力；3)主軸承作用力；4)活塞側推力。

缸蓋底部承受氣體燃燒壓力，計算時將此壓力均勻的施加在缸蓋底部燃燒室平面處，圖6為實驗測得的，柴油機在轉速為 1000 r/min，90%負荷下的示功圖。

圖6 示功圖

作用在缸套上的氣體壓力位于活塞頂平面和缸套頂部之間，其大小和作用位置隨曲柄轉角不斷變化，又由于建模時并未考慮在機體內部的缸套結構，所以計算時將缸套所受氣體壓力等效處理到缸套與機體的兩個裝配接觸面上，以壓強的形式施加。

主軸承作用力和活塞側推力通過虛擬樣機仿真分析軟件ADAMS仿真得到。主軸承作用力的大小和方向是隨曲柄轉角而變化的，加載時將其分解為垂直分力和水平分力。在主軸承座內表面與其幾何中心之間建立RBE2單元，將分解得到的垂直分力和水平分力以集中力的形式加載到這一幾何中心點上；活塞側推力仿造缸套所受氣體壓力的加載方式，將它等效處理到缸套與機體的兩個裝配接觸面上[3]。

6L16/24型柴油機是通過 4個彈性減震器固定在底座上的，選取油底殼與減震器相接觸面積上的所有節點，固定其6個方向的自由度。

2.2 瞬態響應分析

這里采用FULL法瞬態動力學分析，可由瑞利矩陣來確定系統的阻尼矩陣，即通過確定瑞利阻尼系數來考慮阻尼的作用。由經驗公式求得瑞利阻尼系數 α＝24.3243，β＝3.7×10-5。

第一缸發火時刻合速度云圖和上罩蓋某點三個方向的速度時間歷程曲線如圖7所示。

3 柴油機結構噪聲預測

利用 ANSYS軟件計算完柴油機組合體結構的振動響應之后，通過APDL編程，將表面節點隨時間變化的速度數據轉化為表面節點隨頻率變化的速度數據，將其作為邊界條件加載到SYSNOISE中，然后利用邊界元的方法進行表面輻射噪聲的預測。

圖7 結果云圖與時間歷程曲線

3.1 柴油機邊界元模型的建立

由于確定了選擇BEM Direct Exterior分析類型，建立的邊界元模型必須是一封閉的空腔[4]。一般情況下，邊界元模型的尺寸需要重新確定，如果直接采用有限元網格的尺寸，計算時會耗費大量的時間和資源，邊界元模型的網格尺寸一般比有限元模型的網格尺寸要大一些。建立的柴油機邊界元模型如圖8所示。

3.2 邊界條件的確定

柴油機組合體結構邊界元模型的邊界條件來源于前面的振動響應分析，通過APDL編寫的譜分析程序，將結構表面節點隨時間變化的速度數據轉化為表面節點隨頻率變化的速度數據，并寫成 fre文件格式，將其作為邊界條件加載到邊界元模型上。將柴油機表面節點在5-1000 Hz下的速度邊界條件導入到SYSNOISE中。圖9為柴油機表面節點在300 Hz下的振動速度云圖（單位：mm/s）。

3.3 結構輻射噪聲計算結果

在建立了邊界元模型，并施加了邊界條件以后，就可以對其進行分析求解，得到其表面聲學響應。然后通過設置流體屬性，定義空間場點，就可以計算出空間場點的聲學響應。求解的頻率范圍為5-1000 Hz，頻率線性步長取為5 Hz，在各個頻率點下進行求解。

圖8 邊界元模型

圖9 300 Hz頻率下柴油機表面振動速度云圖

根據國家軍用標準《GJB4058-2000》，場點表面定義為與聲源基準體表面相距 1m處的一個六面體[5]，計算中定義盒場點，如圖10所示。

圖10 柴油機空間場點模型

圖11為柴油機表面聲壓及空間場點聲強在450 Hz下的分布情況。

選取柴油機上部靠近中間側罩蓋附近場點，其聲強級1/3倍頻程圖如圖12所示。

4 結論

柴油機振動噪聲的控制研究一直是船舶減振降噪的一個重要研究方向，要想從根本上改善柴油機的振動噪聲性能，就必需在設計初期綜合考慮柴油機的振動噪聲性能指標，按照低振動、低噪聲的要求進行設計。本文以6L16/24型柴油機為研究對象，利用有限元/邊界元方法對其聲振特性進行了數值仿真，提供了一整套柴油機振動噪聲預測的方法，為柴油機低噪聲設計打下基礎。

圖11 柴油機表面聲壓及空間場點聲強在450 Hz下的分布情況

圖12 空間場點的聲強級1/3倍頻程

[1]余探，張雍源，范建新.國內外中速柴油機發展概況.柴油機，1997，（05）：1-5.

[2]蘇鐵熊等.復雜結構結合部動力學仿真模型研究.華北工學院學報，2001(3)：P218-222.

[3]周龍保.內燃機學.北京：機械工業出版社，1998.

[4]Austen A E W, Priede T.Noise of Automotive Diesel Engines: its causes and reduction.SAE paper 650165

[5]中華人民共和國國家軍用標準：艦船設備噪聲、振動測量方法(GJB4058-2000).