基于氣缸壓力和振動傳遞函數的缸體優化

宋兆哲 高鋒軍 寧志堅 陳 強

（1-長城汽車股份有限公司 河北 保定 071000 2-河北省汽車工程技術研究中心）

引言

缸體及固定在其上面受其激勵的部件所輻射的噪聲占發動機表面輻射噪聲比重較大，引起缸體振動和噪聲的燃燒沖擊力頻域可分為3 個部分：第一部分為低頻區域，主要受氣缸壓力峰值和缸內能量總量影響；第二部分為中頻區域，其隨著頻率線性下降，下降的斜率由缸內壓力升高率決定；第三部分為高頻區域，所在頻率段出現了壓力峰值。主要原因是燃燒室內聲腔共振，造成燃燒室內局部壓力迅速升高。共振的產生受燃燒室形狀、燃油噴射方式和缸內工質等影響。Insoo Jung 等人分析了燃燒室形狀對燃燒室內聲腔共振噪聲的影響，結果顯示，高頻區域的頻率大于4 000 Hz[1-4]。

燃燒壓力脈動經過活塞傳遞到連桿，在發動機曲軸上形成扭轉振動和彎曲振動，其能量在缸體、正時罩和油底殼輻射產生噪聲。燃燒噪聲的高頻區域頻率在4 000 Hz 以上，能量低，其傳遞不會產生結構共振，從而不會引起噪聲放大[5-7]，所以，只需精確測量缸體結構4 000 Hz 以下的振動模態，計算燃燒激勵下缸體結構表面振動，進行優化，降低缸體的振動和噪聲輻射水平。

為了在發動機開發早期，預測缸體結構優化后振動和噪聲水平的降低程度，將本文所用缸體與標桿機缸體進行比較；計算缸體結構表面振動，用缸體表面振動評價缸體輻射噪聲；建立缸體有限元模型，進行模態計算和驗證，獲得其固有頻率、振型。在模態準確的模型上，將用4 次多項式進行標準化后的燃燒激振缸體力施加到主軸承蓋上，在3 個方向施加激勵，在缸體進氣側和排氣側等間隔選取32 個響應點，計算所有響應點的表面振動加速度RMS 值，并對比結構優化前后的數值。在此基礎上進行試驗驗證，對缸體優化前后的發動機進行振動噪聲測試，驗證方法的有效性。

1 燃燒過程曲軸激勵缸體傳遞機理

缸內燃燒壓力振蕩產生振動波，傳遞過程經過結構而衰減。燃燒壓力振蕩產生的噪聲級（DCNL）為：

式中：20×10-12MPa 為聽力截止界限；pDC為缸內燃燒壓力信號；RMS 為均方根；Hij為發動機傳遞衰減函數；DCNL 的單位為dB。

根據振動波傳遞路徑的傳遞函數不同，柴油機燃燒激振力依次通過活塞、連桿、曲軸、曲軸皮帶輪、缸體和油底殼等主要輻射部位，如圖1 所示。

圖1 燃燒振動產生及傳遞路徑

結構傳遞函數和阻尼計算公式為：

式中：hij（jw）為響應自由度i 與輸入自由度j 之間的傳遞函數；N 為分析頻帶內結構動力響應的振動模態數；rijk為第k 階模態的留數；λk為第k 階模態的極值點；*表示共軛。

極值點表示為：

式中：ωnk為第k 階模態的無阻尼固有頻率，Hz；ζk為模態阻尼比。

缸體組件為弱阻尼系統，在共振頻率點的阻尼可以用3 dB 法求出。從傳遞函數的幅頻特性峰值左右兩邊沿曲線下降3 dB 取ω2和ω1，即可求出。

式中：ωr為幅頻曲線峰值對應的頻率，Hz。

2 缸體組件模型建立

2.1 缸體組件模態測試方法

采用力錘激勵，激勵X、Y、Z 等3 個方向。分析帶寬為4 096 Hz，分辨率為1 Hz。對數據進行5 次采集，取平均值。通過實物測量建立試驗模型，在LMS中建立幾何缸體測點，流程如圖2 所示。測試缸體組件模態參數，和有限元模型參數對比，主要振型誤差小于3%，局部振型誤差小于7%。將用Polymax 算法計算的阻尼輸入到振動計算模型。

圖2 振動信號處理流程

2.2 缸體模態計算方法

模型組件包括缸體、主軸承蓋、缸套等，利用Ansa 和Hyper mesh 對幾何模型進行網格劃分，網格為4mm 四面體二級精度單元。主軸承蓋的螺栓質量等效在主軸承蓋上，網格單元類型如表1 所示，材料參數如表2 所示。

表1 網格單元類型

表2 材料參數

進行有限元模態計算時，發動機坐標系定義：+X方向沿飛輪端指向正時端，+Y 方向從排氣側指向進氣側；+Z 方向沿缸筒指向發動機上端。

2.3 振動噪聲響應點選擇

為準確測量缸體的振動響應特性，傳感器布置為4 行4 列，在缸體進氣側和排氣側等間隔分布，共32 個響應點。

1）響應點命名順序：將氣缸體裙部朝上，序號由小到大，順序為由前端到后端，先上后下，先進氣側后排氣側，如圖3 所示。為使后續響應點按1～32 的節點號排列，在前處理軟件中需先將響應點重命名，記錄節點位置。

圖3 響應點命名順序

2）響應點位置選?。旱? 層測點位于裙部與油底殼結合面，緊鄰缸筒中心線上；第4 層測點位于活塞上止點向下30mm 處（活塞敲缸位置），中間2 層測點均布排開。測試時，選取原則為缸體薄弱位置，避開加筋部位，如圖4 所示的黑色標記點。平分式和龍門式缸體響應點位置選取原則相同。

圖4 缸體響應點測量位置

2.4 燃燒激勵施加

發動機運轉過程中，缸體受到的主軸承激勵為主要激勵源，主軸承激勵由氣體力與慣性力通過活塞、連桿和曲軸傳遞到主軸承而產生。與主軸承激勵相比，活塞敲擊激勵很小，故采用在主軸承上中心位置施加激勵的方式進行激振，計算缸體的表面振動加速度。激勵點施加位置如圖5 所示。

圖5 激勵點施加位置

燃燒激勵可以通過缸內壓力時域的激勵，獲得缸體隨時間變化的振動位移和加速度以及施加頻域的單位燃燒激勵和實測的氣缸壓力曲線[8-11]。將所測氣缸壓力曲線轉換為頻域，選擇燃燒激勵的低頻區域和中頻區域，頻率范圍為0～4 000 Hz，用4 次多項式5擬合獲得標準化的頻域氣缸壓力曲線，如圖6 所示。

圖6 缸內壓力頻域激勵

將氣缸壓力乘以活塞面積，獲得燃燒膨脹行程施加在活塞上的力。

式中：PLchamber為氣缸壓力頻域壓力級，dB；a1、a2、a3、a4、b 均為擬合系數。

3 缸體表面振動計算

3.1 模態振型驗證

將建立的有限元模型導入到求解器中進行求解，為了保證強迫響應計算的準確性，模態計算截止頻率內的模態階數應大于強迫響應計算截止頻率內模態階數的2 倍。模態計算的截止頻率為6 000 Hz，模態階數為73 階；強迫響應計算的截止頻率為4 000 Hz，模態階數為34 階。前10 階模態頻率如表3 所示，主要振型誤差小于3%。

表3 自由模態頻率

主要模態振型如圖7 所示，顏色越深，相對變形量越大。一階扭振模態頻率最低，裙部橫向彎曲和裙部呼吸模態頻率較低，主軸承蓋擺動模態階數較多，缸筒錯動模態頻率在2 000 Hz 附近。

圖7 模態頻率及振型

3.2 缸體表面振動計算和評價方法

將測試獲得的阻尼輸入到振動計算模型，如表4所示。將大于2 000 Hz 未識別振型的阻尼設置為1%[12-13]。

表4 模態頻率及阻尼

根據3 個激勵方向計算缸體表面振動響應，設定關注頻率范圍為300～4 000 Hz，對測得的所有點噪聲響應，用公式（6）計算響應點RMS 值，RMS 值小，則噪聲輻射低。

選擇3 個方向激振，得到的缸體表面振動響應如圖8 所示。

圖8 激勵3 個方向的表面振動加速度

從圖8 可以看出，激振力為X 方向時，響應點的RMS 值為40.59 dB；激振力為Y 方向時，響應點的RMS 值為48.11 dB；激振力為Z 方向時，響應點的RMS 值為38.56 dB。在頻率為2 500 Hz 以下，Y 向激振得到的振動加速度響應明顯高于Z 向激振。振動響應占主導地位的模態是缸體整體扭轉模態、整體彎曲振動模態，水套側壁及裙部對缸體Y 向激振振幅有很大影響，需加強該部位。

4 缸體優化對振動的影響分析

與采用龍門式缸體結構、開式水套、分體式主軸承蓋結構的缸體相比，本文所用缸體，裙部橫向一階彎曲振動模態頻率、裙部呼吸模態頻率以及缸筒錯動模態頻率相對較低，主軸承蓋擺動模態階數較多[14-16]。根據模態試驗和模態計算，采用對缸體裙部進行加筋處理、對水套側壁進行加強、對主軸承座進行加寬等方法優化本文所用缸體，提高此缸體的剛度，降低振動噪聲水平。

對優化后的缸體，在相同的激勵點位置施加相同的載荷，輸入相同的模態阻尼比，采集相同的響應點位置，用相同的計算方法和后處理方法進行表面振動加速度計算，然后對優化前后的結果進行對比，如圖9 所示。

從圖9 可以看出，優化后的缸體，X 方向激振時，響應點的RMS 值由40.59 dB 下降到40.21 dB，降低了0.38 dB；Y 方向激振時，響應點的RMS 值由48.11 dB 下降到45.66 dB，降低了2.45 dB；Z 方向激振時，響應點的RMS 值由38.56 dB 上升到39.31 dB，升高了0.75 dB。3 個方向中，對于缸體振動影響最大的是Y 方向，其激振時，響應點的RMS 值降低了2.45 dB，表明缸體結構優化有效。

圖9 激勵3 個方向的表面振動加速度結果對比

5 缸體優化結果臺架驗證

在半消聲室內，對發動機進行噪聲測試，對比缸體優化前后進氣側和排氣側1 m 位置的噪聲變化，如圖10 所示，發動機轉速由1 000 r/min 加速至5 500 r/min。

從圖10 可以看出，優化后的缸體，進氣側噪聲的1 m 聲壓級由85.64 dB（A）下降到83.86 dB（A），降低了1.78 dB（A）；排氣側噪聲的1 m 聲壓級由85.68 dB（A）下降到82.26 dB（A），降低了3.42 dB（A）。進、排氣側1 m 噪聲總聲壓級RMS 值降低了2.60 dB（A），表明缸體結構優化后，進、排氣側的噪聲均降低。

圖10 噪聲測試結果對比

6 結論

建立了發動機缸體計算模型，用模態測試驗證了缸體模型，計算了4 000 Hz 以內缸體表面振動。結果表明，優化后，發動機缸體的噪聲輻射降低。

1）缸體模態計算及測試對比結果表明，模態振型計算與測試結果一致，頻率誤差低于5%。既保證了模型的精度，又通過模態分析找出了缸體上存在的薄弱區域，并進行優化。

2）建立了缸體表面振動計算和評價方法，包括激勵位置、響應點選擇原則及數據后處理方法。計算結果為：對于缸體振動影響最大的Y 方向，其激振時，響應點的RMS 值降低了2.45 dB。表明缸體結構優化后，缸體表面振動降低。

3）在半消聲室內，測試了整機狀態缸體輻射噪聲。試驗結果表明，缸體結構優化后，由于缸體表面振動降低，進、排氣側1 m 噪聲總聲壓級RMS 值降低了2.60 dB（A）。