4缸發(fā)動(dòng)機(jī)缸蓋結(jié)構(gòu)優(yōu)化的研究

張宗成楊景玲孔德芳趙飛

（1.長城汽車股份有限公司技術(shù)中心；2.河北省汽車工程技術(shù)研究中心）

4缸發(fā)動(dòng)機(jī)缸蓋結(jié)構(gòu)優(yōu)化的研究

張宗成1,2楊景玲1,2孔德芳1,2趙飛1,2

（1.長城汽車股份有限公司技術(shù)中心；2.河北省汽車工程技術(shù)研究中心）

利用Pro/E軟件建立4缸發(fā)動(dòng)機(jī)缸蓋的三維模型，并運(yùn)用Abaqus軟件對(duì)其進(jìn)行自由振動(dòng)模態(tài)分析。對(duì)缸蓋固有模態(tài)頻率和振型進(jìn)行測(cè)試，將有限元計(jì)算結(jié)果和試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對(duì)比分析表明，兩者所得缸蓋的固有頻率數(shù)據(jù)吻合性較好，誤差小于3%，證明仿真結(jié)果可信。對(duì)缸蓋進(jìn)行綜合研究得出其最佳優(yōu)化方案，通過優(yōu)化結(jié)果可知，缸蓋第1階模態(tài)頻率從1 223 Hz提高至1 386 Hz，提高了13.3%，且其它階模態(tài)頻率也有明顯改善。

1 前言

汽車的噪聲問題越來越受到關(guān)注，而發(fā)動(dòng)機(jī)作為汽車的主要噪聲源，不僅影響車內(nèi)乘客的乘坐舒適性，其性能的好壞也直接影響著整車NVH水平[1]。發(fā)動(dòng)機(jī)缸蓋是發(fā)動(dòng)機(jī)中結(jié)構(gòu)最復(fù)雜、剛度最大的零部件，而且是振動(dòng)噪聲最直接、最大的傳遞路徑之一[2]。因此，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)缸蓋進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，提高缸蓋的剛度和模態(tài)頻率，對(duì)降低發(fā)動(dòng)機(jī)的噪聲具有很重要的現(xiàn)實(shí)意義。

國內(nèi)外許多研究人員對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)缸蓋的特性方面做了大量工作，但以往的研究大多是對(duì)缸蓋水套散熱、強(qiáng)度和疲勞分析，而對(duì)缸蓋整體模態(tài)優(yōu)化的研究卻很少。本文利用Pro/E軟件的三維幾何造型技術(shù)建立某發(fā)動(dòng)機(jī)缸蓋的幾何實(shí)體模型，然后利用Abaqus軟件對(duì)其模型進(jìn)行綜合性分析研究。

2 缸蓋的有限元模型

由于網(wǎng)格數(shù)量過多會(huì)增加計(jì)算工作量，并且對(duì)提高計(jì)算精度的作用可以忽略不計(jì)，因此在建立汽油機(jī)缸蓋實(shí)體數(shù)模時(shí)，需要對(duì)機(jī)體實(shí)際結(jié)構(gòu)進(jìn)行等效簡(jiǎn)化處理，即忽略某些不起主要作用的細(xì)節(jié)，如較小的過度圓角、倒角、銷孔、定位孔等，并對(duì)小于2 mm的線、面、體幾何元素進(jìn)行處理[3，4]。

在Pro/E軟件中建立好模型后，通過Pro/E和Abaqus軟件之間的接口，將其導(dǎo)入到Abaqus軟件中進(jìn)行網(wǎng)格劃分、賦予材料屬性和定義載荷步等工作，進(jìn)而建立有限元計(jì)算分析模型。

對(duì)缸蓋實(shí)體數(shù)模進(jìn)行有限元網(wǎng)格劃分時(shí)，由于實(shí)體建模階段對(duì)幾何特征進(jìn)行了簡(jiǎn)化，得到的模型相對(duì)比較規(guī)則，因此模型計(jì)算采用10節(jié)點(diǎn)四面體單元（C3D10）來劃分整個(gè)缸蓋數(shù)模，單元長度選取6 mm，將實(shí)體模型劃分成201126個(gè)單元、373 826個(gè)節(jié)點(diǎn)，由此建立的某發(fā)動(dòng)機(jī)缸蓋的有限元模型如圖1所示。

3 模態(tài)分析

3.1 基本理論

在有限元分析中，具有連續(xù)質(zhì)量的結(jié)構(gòu)可以離散為有限個(gè)單元組成的模型，在線性范圍內(nèi)，物理坐標(biāo)系的自由振動(dòng)響應(yīng)為主振動(dòng)的線性疊加，每個(gè)主振動(dòng)都是一種特定形態(tài)的自由振動(dòng)，振動(dòng)頻率即系統(tǒng)的固有頻率，振動(dòng)形態(tài)即系統(tǒng)的主振型，因此線性系統(tǒng)結(jié)構(gòu)有限元模型的振動(dòng)微分方程為[5]：

式中，M為有限元模型的總體質(zhì)量矩陣；K為有限元模型的總體剛度矩陣；x為節(jié)點(diǎn)位移向量；C為阻尼矩陣；F（t）為激振力向量。

仿真計(jì)算模態(tài)分析時(shí)，可令激振力向量為零，又因?yàn)樽枘釋?duì)鑄鋁件的缸蓋模態(tài)頻率幾乎沒有影響，因此有限元模型可簡(jiǎn)化為無阻尼自由振動(dòng)進(jìn)行計(jì)算：

若使方程（2）存在非零解的條件成立，則其特征方程必須恒等于零，因此發(fā)動(dòng)機(jī)缸蓋自由振動(dòng)的各階固有頻率ω可由以下特征方程求得：

當(dāng)固有頻率ω為特征方程（3）的重根時(shí)，將其代入方程（4）可以求得對(duì)應(yīng)的各階振型Ψ。

當(dāng)ω是方程（3）的單根時(shí)，將其帶入特征矩陣：

求得該特征矩陣的伴隨矩陣:

則該伴隨矩陣的任一非零列向量即為固有頻率ω所對(duì)應(yīng)的振型。

3.2 缸蓋自由模態(tài)分析

因缸蓋剛度很大且主要以高頻振動(dòng)為主，所以安裝在機(jī)體上的缸蓋模態(tài)函數(shù)與自由狀態(tài)下的缸蓋幾乎沒有差別，所以在有限元分析軟件中利用上述模態(tài)基本原理求解其自由模態(tài)。在有限元軟件中設(shè)置好材料參數(shù)和載荷步，計(jì)算所得前3階主要模態(tài)頻率及振型分別如表1和圖2所示。

表1 缸蓋自由模態(tài)頻率Hz

由圖2可以看出，缸蓋的第1階為整體扭轉(zhuǎn)模態(tài)，第2階為缸蓋縱向彎曲振型，第3階為缸蓋橫向彎曲振型。而在噪聲振動(dòng)傳遞中，缸蓋縱向彎曲和橫向彎曲振動(dòng)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)其它零部件噪聲影響較大，且其為正時(shí)罩、缸蓋罩等薄壁件類輻射噪聲的主要激勵(lì)源。所以，要降低發(fā)動(dòng)機(jī)的整體輻射噪聲水平，必須提高缸蓋的結(jié)構(gòu)模態(tài)頻率，減少其振動(dòng)能量傳遞。

3.3 試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析

模態(tài)測(cè)試的主要目的是驗(yàn)證仿真計(jì)算結(jié)果的準(zhǔn)確性，其測(cè)量系統(tǒng)主要由力錘、力傳感器、加速傳感器、LMS Test.Lab采集前端、數(shù)據(jù)分析（筆記本電腦）5部分構(gòu)成，具體缸蓋測(cè)點(diǎn)布置如圖3所示。

模態(tài)試驗(yàn)采用錘擊沖擊激勵(lì)方式，模態(tài)力錘上采用美國PCB公司的086C03力傳感器；振動(dòng)測(cè)量采用美國PCB公司的356A26三向加速度傳感器，靈敏度為50.5 mV/g；采集前端為比利時(shí)LMS公司的SCM05，為16通道數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)；數(shù)據(jù)分析軟件為LMS公司Test.lab11A的Modal Analysis模塊；試驗(yàn)支撐方式選擇自由懸掛[6]。應(yīng)用LMS軟件對(duì)缸蓋總體傳遞函數(shù)采用多參考點(diǎn)最小二乘復(fù)頻率法（PolyMAX）進(jìn)行模態(tài)識(shí)別，選取采樣頻率為3 500 Hz，增加漢寧窗，為提高信噪比在每個(gè)激振點(diǎn)上敲擊8次，進(jìn)而對(duì)8次所測(cè)得的響應(yīng)數(shù)據(jù)進(jìn)行線性平均。缸蓋模態(tài)識(shí)別狀態(tài)如圖4所示。

從圖4中可以看出，對(duì)數(shù)據(jù)進(jìn)行32階模態(tài)識(shí)別的結(jié)果較為理想，圖中曲線重合部分對(duì)應(yīng)的頻率為前3階缸蓋自由模態(tài)頻率。

為了驗(yàn)證有限元分析結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果的吻合程度，對(duì)兩者的前3階模態(tài)頻率進(jìn)行對(duì)比，見表2；試驗(yàn)振型如圖5所示。

表2 缸蓋模態(tài)頻率試驗(yàn)值與有限元計(jì)算值的對(duì)比

從Abaqus計(jì)算結(jié)果和模態(tài)試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比來看，兩者振型一致，且相應(yīng)頻率的誤差小于3%，因此缸蓋的模態(tài)計(jì)算結(jié)果較為真實(shí)的反映了缸蓋的固有特性，所建立的有限元模型正確。

4 結(jié)構(gòu)優(yōu)化

缸蓋噪聲主要由機(jī)械振動(dòng)引起，而缸蓋的機(jī)械激振主要發(fā)生在氣門座和凸輪軸承蓋處。所以，提高氣門座和軸承的剛度是降低發(fā)動(dòng)機(jī)傳遞噪聲的最佳方法。采取改變缸蓋不同部位的尺寸參數(shù)、均勻分布質(zhì)量、側(cè)面合理加筋、缸蓋法蘭邊加寬等優(yōu)化處理措施；合理調(diào)整氣道與水道在氣缸蓋中的布置位置，對(duì)受力較小的區(qū)域進(jìn)行減重處理；在考慮制造工藝性等因素的前提下，最后提出缸蓋的最佳修改方案。對(duì)缸蓋優(yōu)化后的仿真計(jì)算結(jié)果如圖6所示。缸蓋優(yōu)化前與優(yōu)化后模態(tài)頻率對(duì)比分析如表3所列。

表3 缸蓋優(yōu)化前與優(yōu)化后模態(tài)頻率對(duì)比

從表3可以看出，缸蓋優(yōu)化后第1階模態(tài)頻率提高了13.3%，其它兩階模態(tài)頻率也相應(yīng)提高了8.5%和9.1%，因此優(yōu)化后能很好的避開缸蓋低頻率段的共振頻率，增加缸蓋對(duì)傳遞能量的衰減，對(duì)整體降低發(fā)動(dòng)機(jī)表面輻射噪聲有現(xiàn)實(shí)意義。

5 結(jié)束語

a.利用有限元法對(duì)缸蓋進(jìn)行了自由模態(tài)分析計(jì)算，并且通過模態(tài)試驗(yàn)測(cè)試，驗(yàn)證了其有限元數(shù)模的準(zhǔn)確性和簡(jiǎn)化的合理性，也為缸蓋進(jìn)一步結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)打下基礎(chǔ)。

b.通過對(duì)缸蓋結(jié)構(gòu)參數(shù)的研究，提出了缸蓋最佳修改方案，從而使缸蓋的第1階模態(tài)頻率提高了13.3%，改善了缸蓋結(jié)構(gòu)衰減特性，提高了發(fā)動(dòng)機(jī)減振降噪性能。

1龐劍，沾剛，何華.汽車噪聲與振動(dòng)-理論與應(yīng)用.北京:北京理工大學(xué)出版社，2006.

2錢人一.汽車發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲控制.上海:同濟(jì)大學(xué)出版社，1997，81～97.

3Eberhardt，Privitzer.Oil Pan Design Improvements Based on Finite Element Modal Analysis Results.SAE 951122.

4高琦.柴油機(jī)覆蓋件模態(tài)分析及其優(yōu)化:[學(xué)位論文].長春：吉林大學(xué)，2007，33～34.

5廖日東.發(fā)動(dòng)機(jī)零部件有限元技術(shù)應(yīng)用的新進(jìn)展.內(nèi)燃機(jī)學(xué)報(bào)，1999，17（2）：191～197.

6張力，林建龍，項(xiàng)輝宇.模態(tài)分析與試驗(yàn).北京:清華大學(xué)出版社，2001，51～53.

（責(zé)任編輯晨曦）

修改稿收到日期為2013年10月1日。

Research on Structure Optimization of Four-cylinder Engine Head

Zhang Zongcheng1，2，Yang Jingling1，2，Kong Defang1，2，Zhao Fei1，2
（1.Technical Center，Great Wall Motor Co.，Ltd;2.Hebei Automobile Engineering Technology&Research Center）

The 3D model of 4-cylinder engine head is established by using software Pro/E.And Abaqus is applied for free vibration modal analysis of the cylinder.The natural modal frequencies and mode of vibration of the cylinder head are tested，then the results of FE calculation are compared with test results for comparison and analysis，which indicate that the natural frequency data of the cylinder head obtained through the two methods are in good agreement with the errors less than 3%，proving that the simulation results are trustworthy.Through comprehensive study，an optimal design of the cylinder is obtained.Optimization result shows that the first order modal frequency of the cylinder head is increased by 13.3%from 1223Hz to 1386Hz，and noticeably improvement of other order modal frequencies is also achieved.

Engine,Cylinder head,Modal analysis,Optimization design

發(fā)動(dòng)機(jī)缸蓋模態(tài)分析優(yōu)化設(shè)計(jì)

U464.1

A

1000-3703（2014）07-0011-03