汽油發動機進氣歧管NVH性能分析及優化

袁懋榮，畢嶸，韋靜思，朱傳峰，朱亞亞，占文鋒

(廣州汽車集團股份有限公司汽車工程研究院，廣東廣州 511434)

0 引言

塑料進氣歧管可比鋁進氣歧管質量減輕50%以上,發動機動力性得到5%～10%的提升,經濟性和排放性也有相當改善,材料和制造成本都可得到降低[1-2]。近年來，國內外相關研究學者對進氣歧管的研究大部分僅限于流體動力學分析，而對塑料進氣歧管的NVH問題分析不夠全面[3]。基于這樣的研究現狀，本文作者將以某汽油機項目為例，從模態、頻響及輻射噪聲3個方面進行仿真分析，提出結構優化建議，并通過模態試驗驗證仿真模型的準確性。

1 進氣歧管有限元分析建模

1.1 進氣歧管模型簡化處理及邊界條件

進氣歧管系統主要由進氣歧管燃油蒸汽管接頭、曲軸箱通風結構、節氣門閥體、進氣歧管上片、進氣歧管下片組成。進氣歧管上、下片實際生產中是通過摩擦焊焊在一起[4-5]，仿真中將通過共節點進行連接，模態分析的材料屬性如表1所示。考慮到節氣門閥體給進氣歧管施加的激勵是影響歧管振動頻率的因素之一，故將節氣門閥體在FEA分析中簡化為一個質點，質點的坐標為節氣門閥體的質心坐標。實際工況中，進氣歧管通過螺栓與缸體缸蓋連接，文中將通過在這些螺栓位置施加固定約束進行模擬。

表1 進氣歧管有限元模型材料屬性

1.2 進氣歧管模型網格劃分

進氣歧管模型網格劃分作為有限元分析前期最重要的環節，關系到后期計算是否收斂。所以，本文作者采用四面體網格進行離散，共得到網格數量214 316，節點數400 679，有限元模型如圖1所示。

圖1 進氣歧管有限元模型

2 進氣歧管模態優化分析及實驗驗證

2.1 模態分析基本理論

只考慮線性不變條件，具有n個自由度的振動系統的微分方程[6]為

(1)

式中：M為系統的質量矩陣；

C為系統的阻尼矩陣；

K為系統的剛度矩陣；

f(t)外部載荷列陣；

X為位移矩陣；

如果f(t)=0，C=0，則式(1)為

(2)

令X=φsin(ωt+φ)，代入式(2)，則方程變為

(K-ω2M)φ=0

(3)

當系數行列式等于零時，即：

(K-ω2M)=0

(4)

通過計算可以得到其特征值，其大小次序為

(5)

2.2 進氣歧管模態仿真分析

進氣歧管模態分析作為NVH分析的基礎，應考慮系統工作條件下所涉及的固有頻率，但一般不必求出所有階振動頻率及振型，工程上主要考慮前3階模態[7-8]。通過HyperMesh對模型進行前處理，并將.bdf文件導入Nastran進行計算，得到模態振型，振型如圖2所示。其前3階約束模態如表2所示。

圖2 進氣歧管第一階模態振型(優化前)

透過模態振型圖可以看到，其振型主要表現為與節氣門相連接的法蘭面和上、下片的加強筋處的局部彎曲。進氣歧管第一階約束模態為128 Hz，與發動機在3 840 r/min轉速對應的激勵頻率容易發生共振，很有可能產生嚴重的噪聲輻射，甚至發生失效，所以需要優化。

表2 進氣歧管前3階約束模態頻率 Hz

由于進氣歧管原模型的NVH性能較差，不能滿足工程需要。現作出如下優化：

(1)增加壁厚；

(2)優化支架；

(3)在節氣門安裝位置附近加筋；

(4)將進氣歧管表面筋結構由橫豎筋改成蜂窩狀。

并分別對新狀態的進氣歧管進行模態、頻響及噪聲輻射分析。

2.3 進氣歧管模態優化分析

優化進氣歧管后，重新搭建有限元模型，仿真結果顯示優化后進氣歧管第一階約束模態從優化前的128 Hz提高到185 Hz。優化前、后前3階模態對比如表2所示。

進氣歧管第一階固有振型如圖3所示。

圖3 進氣歧管第一階模態振型(優化后)

2.4 進氣歧管模態試驗分析

為了驗證進氣歧管有限元模型的準確性，對優化狀態的進氣歧管進行約束模態測試。模態測試所采用的設備為BBM數據采集器，采用單點激勵多點響應的錘擊法進行測試，測試圖如圖4所示。

圖4 進氣歧管模態試驗

表3為整機狀態下的前3階自由模態的仿真值與試驗值對比結果，圖5列出了兩種狀態前3階模態振型的仿真與試驗對比。可以看出：兩種狀態下，仿真結果與試驗結果誤差滿足工程技術要求，振型基本一致，說明所建立的進氣歧管有限元模型較準確，可以作為后續分析的基礎模型。

表3 進氣歧管模態對比

圖5 進氣歧管模型振型

3 進氣歧管IPI(Input Point Inertance)動剛度分析

實際工程中，塑料進氣歧管的NVH問題除了激勵頻率與其固有頻率相近導致的共振問題，還有進氣歧管本身局部動剛度較差導致的噪聲輻射問題，所以非常有必要對進氣歧管進行源點動剛度分析。

3.1 IPI動剛度理論

源點加速度導納[8]

(6)

其中：Ka=F/x為接附點動剛度；a=ω2x為加速度；圓周率ω=2πf。

計算得到IPI曲線所包圍的面積，則有：

(7)

得到該接附點的動剛度：

(8)

通過與動剛度目標值比較來評價各接附點的動剛度水平。

3.2 進氣歧管IPI動剛度分析

實際分析中，需要將測點選在平面度較大的薄弱位置。進氣歧管測點布置圖如圖6、圖7所示。

圖6 進氣歧管頻響分析上片測點

圖7 進氣歧管頻響分析下片測點

各測點動剛度計算結果如圖8所示。

圖8 進氣歧管上/下片優化前后IPI動剛度對比

從圖8可以看出：上片測點6、9、15、18的動剛度較差；下片測點7、15、16、17、18的動剛度均較差。所以這些點是動剛度優化的主要針對對象。

3.3 進氣歧管IPI動剛度優化分析

增加壁厚及采用蜂窩筋狀結構對提高進氣歧管IPI動剛度效果較明顯，通過優化后，進氣歧管IPI動剛度有顯著提升，特別是之前IPI動剛度低于1 000 N/mm的點。從圖8中可以看出：優化后進氣歧管的IPI動剛度波動較小，基本處于1 500～2 000 N/mm之間，特別是對測點6～9、15、18，優化前其IPI動剛度低于1 000 N/mm，優化后基本提高到1 500 N/mm左右；大部分測點IPI動剛度有不同程度提高，特別是點15～18，提高較大，對減少該處輻射噪聲有明顯效果。

4 進氣歧管輻射噪聲分析

4.1 輻射噪聲基本理論

在聲場中，介質被認定為宏觀上均勻靜止的理想流體，不考慮在該場中的形狀和性質如何，聲場可以用線性聲波方程[12]表示：

(9)

對于單頻率聲波，聲壓p是空間的分布函數，它滿足Helmholts方程：

(10)

其中：k為聲波數，k=ω/c；ω為激勵圓頻率。

將邊界值轉變成積分方程，可以得到Helmholts積分方程：

(11)

其中：點P為聲場中的觀測點；點Q為輻射聲源；R為P和點Q之間的距離，R=|Q-P|。C(P)為常數，與點P位置相關，表達式如下：

(12)

通過聯立方程組即可得到聲場中任何一點的速度勢函數值，所以在已知質點的振動速度和壓力的分布時，就可以用Helmholts積分求出聲場中任何一點的速度勢函數值。

4.2 進氣歧管輻射噪聲仿真計算

發動機轉速在5 500 r/min時，計算頻率為50～3 000 Hz，并將測量進氣歧管與缸蓋連接的螺栓點位置的加速度作為激勵，通過LMS Virtual.Lab中的ATV分析得到進氣歧管輻射噪聲分布，其模型如圖9所示。其中，圖10為實驗測得進氣歧管與缸蓋連接螺栓點的加速度結果。

本文作者采用 LMS Virtual.Lab軟件計算了50～3 000 Hz頻段內進氣歧管的結構輻射噪聲，計算頻率步長10 Hz。考慮到進氣歧管主要輻射面為上側、前側和下側，選擇進氣歧管上側、前側和下側輻射噪聲的聲壓級作為評價指標。原狀態進氣歧管1 m聲壓級如圖11所示。

圖9 進氣歧管輻射噪聲計算模型

圖10 進氣歧管與缸蓋連接螺栓點加速度

圖11 原狀態進氣歧管1 m聲壓級

從仿真結果可以看出：進氣歧管峰值頻率為420、1 320、1 560、1 930 Hz，其中最大峰值頻率為420 Hz，峰值聲壓級為73.98 dB。通過A記權，得到進氣歧管上側、前側和下側的聲壓級分別為87.69、88.23、83.16 dB，其主要輻射面為上側和下側。

4.3 進氣歧管輻射噪聲優化分析

優化后重新對進氣歧管進行輻射噪聲仿真，得到下側、前側和上側的1 m聲壓級。表4為優化前后進氣歧管上側、前側和下側的輻射噪聲A記權聲壓值，可以看出：進氣歧管3個面的聲壓級均有不同程度降低，其中下側降低最大，達到0.86 dB(A)，上側降低0.23 dB(A)。

表4 進氣歧管優化前后輻射噪聲對比 dB(A)

5 總結

通過對進氣歧管進行模態、頻響及輻射噪聲仿真分析，再對模型進行優化得到以下結論：

(1)通過模態優化，進氣歧管約束模態的第一階固有頻率從128 Hz提高到185 Hz。其中，壁厚、支架固定位置及支架螺栓間距對模態影響較大。

(2)通過頻響分析，成功找到進氣歧管動剛度薄弱位置，并通過優化，使得大部分點IPI提高到1 500 N/mm以上。

(3)通過輻射噪聲分析，發現優化前后進氣歧管上端、下端及前端輻射噪聲分別降低0.23、0.86、0.45 dB(A)。

(4)通過模態和頻響分析，能快速定位發動機零部件的薄弱位置，并對其進行優化，大大縮短零部件開發周期，提高產品開發效率。