單缸汽油機結構輻射噪聲預測分析

劉煥領　景亞兵　呂大立　趙鵬輝

（天津大學內燃機研究所　天津　300072）

·設計·計算·

單缸汽油機結構輻射噪聲預測分析

劉煥領景亞兵呂大立趙鵬輝

（天津大學內燃機研究所天津300072）

以156FMI單缸汽油機機體為對象，采用有限元法-多體動力學法-邊界元法相結合的分析方法對其輻射噪聲進行預測。以有限元模型為基礎，以多體動力學方法得到的機體表面振動速度為輸入，采用邊界元法求解出發動機結構輻射噪聲。計算結果表明，該發動機結構輻射噪聲能量集中的頻率帶為2 100Hz～2 300 Hz和2 530Hz～2 630 Hz，發動機機體噪聲能量集中的部位位于發動機左右曲軸箱蓋。為發動機設計改進提供依據，具有較強的實用價值。

單缸汽油機 模態分析 結構輻射噪聲 邊界元

引言

內燃機的噪聲預測工作在20世紀70年代已經開展［1-4］。研究者建立噪聲預測模型預測噪聲，并通過修改局部結構減少內燃機噪聲輻射。C.Y.Cheng和A.F.Seybert首次利用邊界元方法對內燃機振動噪聲進行了預測研究［5］。Ulrich Viersbach等人通過模態擴張法、有限元和邊界元法預測了內燃機整機輻射噪聲［6］。AVL和FEV公司對發動機的噪聲預測做了大量的研究工作，兩公司對整機的結構振動以及輻射噪聲都能進行比較精確的計算，能夠幫助發動機公司在設計階段從減振降噪的角度改進發動機的結構，縮短設計周期［7］。

單缸汽油機作為摩托車、農林植保機械、園林機械以及發電機組等產品的動力在我國大量生產、使用。由于結構以及配套產品的使用環境等特點，單缸汽油機的振動比較劇烈，輻射噪聲較高，但相關的輻射噪聲仿真分析研究卻較少。

因此，本文以單缸汽油機為研究對象，建立其有限元模型、多體動力學模型和聲學邊界元模型，求解發動機的輻射聲場。分析結構輻射噪聲能量的頻率分布，確定主要聲源部位，為針對結構輻射噪聲的減振降噪提供指導。

1　有限元模型的建立及驗證

1.1有限元模型建立

本文研究的發動機型號為156FMI單缸汽油機，發動機三維模型如圖1所示。發動機分為曲軸部分和機體部分，機體包括缸蓋罩、缸蓋、缸體、箱體和左右側蓋6個部件。

圖1156　FMI發動機三維模型

發動機主要技術參數如表1所示。

表1　發動機主要技術參數

本文對發動機CAD模型網格劃分采用二階四面體單元，單元尺寸為5 mm。劃分網格前對發動機的一些細小特征進行了簡化處理，省略了小于2 mm的圓角和油孔等結構；考慮到加強筋會加大結構的剛度，進而對聲輻射有較大影響，所以保留所有加強筋結構；缸蓋、缸體以及箱體的網格劃分主要考慮散熱片的厚度以及氣缸內壁上的網格形狀和尺寸；曲軸模型網格主要考慮主軸頸以及連桿軸頸處的網格形狀和尺寸。

機體網格劃分完成之后如圖2所示，曲軸網格劃分完成之后如圖3所示。其中機體有單元535 027個，節點278 249個，曲軸有單元44 474個，節點25662個。

圖2　機體有限元網格

圖3　曲軸有限元網格

1.2模態分析

將零件連接起來并賦予材料屬性，見表2，采用LANCZOS方法對模型進行模態求解，提取0～3 000 Hz范圍內的所有固有頻率，結果見表3。為檢驗有限元模型的準確性及計算模態分析的有效性，對發動機零部件進行試驗模態分析。

表2　材料屬性

試驗模態分析使用B&K加速度傳感器，LMS測試及分析系統，如圖4所示，進行模態試驗，測試發動機各部件自由模態，結果見表3。

圖4　模態測試設備

表3　實驗模態與計算模態的對比

對比試驗與計算模態分析結果，可知缸蓋罩與缸蓋的誤差在9%以內，說明建立的有限元模型能夠表征結構的動態特性，可以利用此模型進行下一步分析。

2　多體動力學模型的建立及求解

以發動機爆發壓力為原始激勵，建立發動機的多體動力學模型，如圖5所示。模型包括了機體、曲軸、連桿以及部件間的相互連接約束，發動機與地面之間的約束。發動機主軸承采用深溝球軸承，軸承型號為63/28。模型利用PID控制器進行發動機轉速的控制。

采用多體動力學與有限元法相結合的方法求解機體表面振動響應。通過發動機表面振動速度云圖可以反映出不同頻率下發動機振動相對較大的位置，如圖6所示。

圖5　整機多體動力學仿真模型

圖6　2 000 Hz時發動機表面振動速度

3　輻射聲場的計算分析

3.1邊界元模型的建立

采用邊界元法求解發動機的輻射噪聲。劃分發動機邊界元網格，導入結構網格以及表面振動速度，建立發動機整機的邊界元模型。

在劃分聲場邊界元網格時，一般要求最大單元的邊長要小于計算頻率最短波長的1/6，對于二階單元，最大單元的邊長要小于計算頻率最短波長的1/3。本文分析頻率是3 000 Hz，聲音在空氣中的傳播速度是340 m/s。根據上述要求，邊界元網格單元的長度應小于18 mm。本文采用網格尺寸為10 mm，劃分后的網格如圖7所示。該發動機邊界元網格含有15 937個節點，18 873個單元。

整機噪聲預測模型的邊界條件是機體邊界元網格的節點振動速度。通過插值算法，將機體結構網格表面節點的振動速度映射到邊界元網格節點上。圖8所示為2 000 Hz時，表面振動速度轉移到機體邊界元網格的結果。

為計算發動機的外場輻射噪聲，依據ISO3744標準布置外場測點，采用ISO3744中規定的半球形測量表面，考慮到發動機的應用環境為摩托車，選定位于發動機正左側的1點和位于發動機正右側的2點作為分析測點。同時在距離發動機曲軸中心線以下0.5 m處布置一反射面，用于模擬地面。場點分布如圖9所示。

圖7　機體邊界元網格

圖8　2 000 Hz處機體邊界元振動速度

圖9　測量表面及場點選取

3.2輻射噪聲計算及結果分析

采用邊界元法求解發動機由于機體表面振動向外輻射的噪聲，頻率步長設為25.12 Hz，在3 000 Hz以內，頻率數目為119。圖10表示了輻射聲場的仿真分析結果。圖示方向為俯視發動機，圖示向上為發動機前端。

圖10　2 000 Hz處輻射聲場

根據各頻率處的輻射聲場，計算得到圖9中兩個測點的頻率響應曲線，如圖11所示。由頻響曲線可看出，兩個測點能量比較集中的頻率范圍是2 100 Hz～2 300 Hz和2 530 Hz～2 630 Hz，兩個頻率段的能量占0～3 000 Hz頻率段總能量的比重如表4所示。從表中可知，這兩個頻帶的總噪聲能量分別占到測點1的77%和測點2的92.1%。對于噪聲控制，必須首先控制這兩個頻帶的噪聲。

圖11　測點的頻響曲線

表4　頻率段能量比重

3.3噪聲源識別

針對2 530～2 630 Hz和2100 Hz～2 300 Hz兩個頻帶，分析主要噪聲源。按照聲源識別的聲強法在發動機左右兩側距離表面5 cm處建立平面外場測點網格，計算網格各測點聲強，得到左右兩個側面的結構輻射噪聲聲強云圖，從中可以看出2 530～2 630 Hz和2 100 Hz-2 300 Hz兩個頻帶內發動機左右兩側側蓋輻射噪聲較大，為主要噪聲源，如圖12所示。因此通過對左右側蓋的結構優化改進可有效控制頻帶2 530～2 630 Hz和2 100 Hz～2 300 Hz能量，降低發動機左右兩側測點1和測點2的噪聲。

4　結論

1）利用有限元軟件建立了發動機的三維模型，通過試驗模態分析驗證了模型的合理性。并以多體動力學求解出的結果為輸入，利用邊界元法計算得到了機體表面振動輻射噪聲。

2）對計算結果分析得出發動機在2 100 Hz～2 300 Hz和2 530 Hz～2 630 Hz頻率段能量較大，并且主要聲源位于發動機的左右側蓋。

3）利用本文的分析方法，可以在發動機設計階段對其輻射噪聲進行預測，為方案改進提供依據；從而加快設計速度，減少設計成本，具有很強的工程應用意義。

圖12　發動機左右兩側近場聲強

1P.J.Yorke.The application of idealization and response analysis［C］.SAE Paper 750836

2Affenzeller，J，Thien.Evaluating engine design for low noise using dynamic structural modeling［C］.SAE Paper 820538

3R.S.Wijetuge，C.J.Brace，J.G.Hawley.Dynamic behavior of a high speed direct injection diesel engine［C］.SAE Paper 990829

4楊強.發動機結構表面噪聲仿真研究［D］.重慶：重慶大學，2013

5Cheng，C.，Seybert，A..Recent application of the boundary element method to problems in acoustic［C］.SAE Paper 870997

6Ulrich Viersbach，Ramon Maurell，Pierre Guisse.Engine noise radiation prediction and test comparison［C］.SAE Paper 951342

7刁金冬.F168汽油機結構噪聲分析［D］.上海：上海交通大學，2009

Single Cylinder Gasoline Engine Structural Radiation Noise Prediction

Liu Huanling，Jing Yabing，Lv Dali，Zhao Penghui
Internal Combustion Engine Research Institute，Tianjin University（Tianjin，300072，China）

Based on 156FMI single-cylinder gasoline engine body，the finite element method，multi-body dynamic method and boundary element method analysis method were combined to estimate the radiated noise.Based on the finite element model，with the body surface vibration velocity calculated with the multibody dynamics method as the input，the radiation noise of the engine structure was calculated with the boundary element method.The results show that the energy-concentrated frequency bands were 2100Hz-2300Hz and 2530Hz-2630Hz，and the energy-concentrated parts were located in the left-side crankcase cover and right-side crankcase cover.With huge practical value，the paper provides basis for improving the design of engine.

Single cylinder gasoline engine，Modal analysis，Structure radiation noise，Boundary element

TK411+.6

A

2095-8234（2016）01-0022-05

劉煥領（1982-），女，碩士，主要研究方向為發動機振動與噪聲。

2015-06-26）