三缸發(fā)動(dòng)機(jī)降振技術(shù)研究

胡延明 孟冬玲 王凱

摘要：現(xiàn)代發(fā)動(dòng)機(jī)向著功率和效率雙高方向發(fā)展，車內(nèi)振動(dòng)噪聲主要源自于發(fā)動(dòng)機(jī)總成的振動(dòng)。隨著駕乘人員對(duì)汽車NVH特性關(guān)注度越來越高，如何降低此部分震動(dòng)并進(jìn)行傳遞過程的隔離和切斷時(shí)整車設(shè)計(jì)的關(guān)鍵內(nèi)容。根據(jù)三缸發(fā)動(dòng)機(jī)的機(jī)構(gòu)振動(dòng)原理建立有限元模型，并進(jìn)行仿真分析。對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)優(yōu)化進(jìn)行探討，完成發(fā)動(dòng)機(jī)的減振優(yōu)化過程。為發(fā)動(dòng)機(jī)降低振動(dòng)，提高汽車舒適性提供參考。

關(guān)鍵詞：降振技術(shù);三缸發(fā)動(dòng)機(jī);NVH;仿真

中圖分類號(hào)：TK402? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? 文章編號(hào)：1674-957X（2020）24-0025-02

0? 引言

汽車NVH的意思是噪音（Noise）、振動(dòng)（Vibration）和聲振粗糙度（Harshness）[1]，由于它們同時(shí)產(chǎn)生和對(duì)車輛進(jìn)行干擾，并且在車輛等機(jī)器中不可分割，所以NVH經(jīng)常被放在一起研究。一般來說，所有與汽車振動(dòng)和噪聲類似的問題都屬于汽車NVH特性研究的對(duì)象。以汽車NVH為研究對(duì)象，汽車是一個(gè)由激發(fā)源（發(fā)動(dòng)機(jī)、變速器等）、振動(dòng)傳感器（由懸架系統(tǒng)和側(cè)接器組成）和噪聲發(fā)射器（車身）組成的系統(tǒng)[1]。本文以某汽車三缸發(fā)動(dòng)機(jī)為研究對(duì)象，運(yùn)用多體動(dòng)力學(xué)理論分析了發(fā)動(dòng)機(jī)缸蓋、缸體和側(cè)蓋處的振動(dòng)和噪聲源特性。利用有限元理論分析了氣缸蓋、缸體和側(cè)蓋在振動(dòng)噪聲源頻段內(nèi)的模態(tài)。最后，利用邊界元法對(duì)優(yōu)化后的車身覆蓋層效果進(jìn)行了預(yù)測(cè)。從仿真的角度對(duì)三缸發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)體各部分的模態(tài)進(jìn)行了研究，并提出了改進(jìn)措施，對(duì)汽車發(fā)動(dòng)機(jī)減振技術(shù)的發(fā)展具有重要意義。

1? 三缸發(fā)動(dòng)機(jī)的機(jī)體振動(dòng)噪聲源的仿真分析

1.1 影響因素分析

發(fā)動(dòng)機(jī)的輻射噪聲與結(jié)構(gòu)振動(dòng)密切相關(guān)。忽略噪聲的方向性影響，本文采用1/3倍頻帶分析，該方法適用于分析機(jī)械的噪聲。建立在這個(gè)基礎(chǔ)上，利用振動(dòng)速度法確定了輻射噪聲的主要來源。這些部件合成的發(fā)動(dòng)機(jī)總聲功率級(jí)，是指用振動(dòng)速度法得到的各部件聲功率計(jì)算合成的整機(jī)總聲功率，測(cè)量的總聲功率是指發(fā)動(dòng)機(jī)在消聲室中測(cè)量和計(jì)算的總聲功率。

1.2 整機(jī)有限元建立

本文研究對(duì)象是三缸渦輪增壓式直列發(fā)動(dòng)機(jī)，發(fā)動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)與四缸發(fā)動(dòng)機(jī)除缸數(shù)不同，其余皆相同。其缸徑、沖程、連桿長(zhǎng)度、缸間距測(cè)量結(jié)果分別是75.5mm、81.84mm、 131mm、82mm，如圖1。

本文只對(duì)在燃?xì)鈮毫?lì)下的振動(dòng)情況做出研究分析，建設(shè)的模型主要包含固定件和運(yùn)動(dòng)件[2]。本文仿真分析是為了觀察整個(gè)三缸機(jī)的振動(dòng)狀態(tài)，同時(shí)適用于計(jì)算機(jī)操作，簡(jiǎn)化了局部的細(xì)微特征。整個(gè)機(jī)器由大約55萬個(gè)三維實(shí)體單元組成的有限元模型以及大約100萬個(gè)節(jié)點(diǎn)。由110萬個(gè)實(shí)體單元和200多萬個(gè)節(jié)點(diǎn)組成的曲軸系統(tǒng)，如圖2所示。所用的車身安裝連接件也表現(xiàn)出較強(qiáng)的非線性，也可視為非線性阻尼/彈簧，圖3顯示了一個(gè)支撐點(diǎn)的安裝方式，每個(gè)安裝點(diǎn)在三個(gè)方向上定義了一個(gè)連接器。每個(gè)方向的剛度和阻尼特性應(yīng)通過實(shí)驗(yàn)確定。

1.3 邊界條件和載荷

利用Ansys軟件對(duì)整個(gè)機(jī)器模型的自由度進(jìn)行了約簡(jiǎn)，得到了一個(gè)方便的約簡(jiǎn)模型。本文構(gòu)造子結(jié)構(gòu)的方式是簡(jiǎn)化自由度，能有效分析結(jié)構(gòu)的質(zhì)量和剛度。當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)受到激勵(lì)引起油盤振動(dòng)時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)的傳動(dòng)系統(tǒng)對(duì)多個(gè)對(duì)象進(jìn)行動(dòng)態(tài)分析，利用此振動(dòng)作為邊界條件對(duì)油底殼進(jìn)行頻率響應(yīng)分析。在軟件中嵌入了發(fā)動(dòng)機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)的模型，這個(gè)模型不是本文的主題，所以不會(huì)過多地討論，基于此工況為發(fā)動(dòng)機(jī)的極限轉(zhuǎn)速工況，穩(wěn)態(tài)工況—轉(zhuǎn)速高達(dá)6000r/min。大部分油底殼振動(dòng)通過螺栓從缸體傳遞到油底殼，只需要提取20個(gè)螺栓孔的加速度譜曲線即可。由螺栓的加速度頻譜曲線可以看出，在200Hz時(shí)出現(xiàn)了一個(gè)峰值，原因是在6000r/min的工況下，本文研究的三缸四沖程發(fā)動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)點(diǎn)火激勵(lì)頻率為：

其中，n為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，N為汽缸數(shù)。

缸外負(fù)荷的壓力數(shù)就是被稱為發(fā)動(dòng)機(jī)負(fù)荷，通常是由試驗(yàn)數(shù)據(jù)而來。作用在活塞上的氣爆壓力是其主要作用形式，傳遞路徑為活塞-連桿等機(jī)構(gòu)-曲軸，使曲軸產(chǎn)生兩種變形：彎曲和扭轉(zhuǎn)，不平衡振動(dòng)也就由此產(chǎn)生。

1.4 仿真結(jié)果

計(jì)算工況選取1000-5500rpm，間隔500rpm確定為一種工況進(jìn)行計(jì)算，以四個(gè)工作循環(huán)為一個(gè)完整工期計(jì)算，上述研究表明，發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)與輻射噪聲之間的關(guān)系與車身振動(dòng)之間具有獨(dú)特的關(guān)系。對(duì)于特定的振動(dòng)，使用該振動(dòng)（或加速度）的均方值的平均值來確定噪聲強(qiáng)度[3]。在標(biāo)定工況（2200rpm）下發(fā)動(dòng)機(jī)1/3倍頻程中心頻率的振動(dòng)速度段。在每個(gè)1/3倍頻程的中心頻段，振動(dòng)速度等級(jí)較高的部件有飛輪殼、油底殼、齒輪室、進(jìn)出口管等。由于機(jī)體采用非裙部結(jié)構(gòu)，曲軸箱位于缸體與油底殼之間，對(duì)缸體底部有一定的約束，因此缸體振動(dòng)比較不明顯。根據(jù)振動(dòng)與輻射噪聲的關(guān)系，振動(dòng)較大的部件對(duì)輻射噪聲的貢獻(xiàn)較大。

從輸出特性曲線可以看出，所得到的每個(gè)1/3倍頻程中心頻率段所對(duì)應(yīng)得到的發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)速度級(jí)與試驗(yàn)所得到的該頻率段輻射噪聲測(cè)量結(jié)果基本對(duì)應(yīng)，仿真中振動(dòng)速度級(jí)大的部件在輻射噪聲試驗(yàn)測(cè)試中對(duì)應(yīng)的聲功率也大[4]。具體來看，在630Hz頻率段，該發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)速度級(jí)高的部件為進(jìn)氣管、進(jìn)氣道、噴油泵、油底殼，對(duì)應(yīng)聲功率測(cè)試結(jié)果分別為進(jìn)氣管（94.00406dB（A））、進(jìn)氣道（92.83279dB（A））、油底殼（99.28524dB（A））。800Hz頻率段，該發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)速度級(jí)高的部件為進(jìn)氣管、進(jìn)氣道、噴油泵、油底殼，對(duì)應(yīng)聲功率測(cè)試結(jié)果分別為進(jìn)氣管（99.06042dB（A））、進(jìn)氣道（95.52941dB（A））、油底殼（99.26717dB（A））。

2? 發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)優(yōu)化研究

2.1 發(fā)動(dòng)機(jī)優(yōu)化整體分析

解耦對(duì)于隔振是一種用起來比較方便的措施，它是設(shè)計(jì)初期原始參數(shù)選取和怎么布置懸架的主要方法。當(dāng)車速范圍較小時(shí)，表示系統(tǒng)固有頻率的上限值和下限值。此外，發(fā)動(dòng)機(jī)裝配系統(tǒng)中的某些頻率可以與車輛的其他部件產(chǎn)生共振，對(duì)這樣的一些頻率的范圍也要有所控制。

2.2 發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)的分析

往復(fù)慣性力以及其產(chǎn)生的力矩，作為引起發(fā)動(dòng)機(jī)產(chǎn)生振動(dòng)的主要擾動(dòng);除此之外還有回轉(zhuǎn)離心力以及其產(chǎn)生的力矩;以及顛覆力矩的不平衡的簡(jiǎn)諧分量。二次往復(fù)慣性力：可見只有二次往復(fù)慣性力是不平衡的。通過一系列的計(jì)算可知引起發(fā)動(dòng)機(jī)產(chǎn)生振動(dòng)的主要擾動(dòng)是：二次往復(fù)慣性力和顛覆力矩。四沖程直列三缸發(fā)動(dòng)機(jī)的顛覆力矩組成部分可以從以下兩方面考慮：①混合氣爆燃產(chǎn)生的干擾力矩;②發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)不做軸線運(yùn)動(dòng)導(dǎo)致干擾力矩。

對(duì)于多缸發(fā)動(dòng)機(jī)，可以通過諧波分析各扭轉(zhuǎn)缸內(nèi)氣體壓力產(chǎn)生的扭矩，形成扭轉(zhuǎn)振動(dòng)擾動(dòng)的平均扭矩和扭矩，如上所述，在周期性擾動(dòng)力矩的作用下，發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸運(yùn)動(dòng)包含兩部分[5]。該部分是一個(gè)勻速旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)具有固定角速度，受平均扭矩Mm的影響用來克服外部阻力扭矩。它使發(fā)動(dòng)機(jī)與被驅(qū)動(dòng)對(duì)象之間不斷旋轉(zhuǎn)，同時(shí)以大小相同、方向相反的反作用力對(duì)殼體產(chǎn)生影響。這個(gè)反作用扭矩是通過發(fā)動(dòng)機(jī)框架傳遞的，因此外殼保持平衡，軸系統(tǒng)旋轉(zhuǎn)。在局部隔振的情況下，平均轉(zhuǎn)矩使節(jié)點(diǎn)相對(duì)于軸系有一定的傾斜度。另一部分是不同頻率的簡(jiǎn)單扭轉(zhuǎn)振動(dòng)，使傳動(dòng)軸系的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)橫向產(chǎn)生機(jī)身的反作用轉(zhuǎn)矩。它橫向振動(dòng)在一個(gè)軋輥，并通過連接，它創(chuàng)造了一個(gè)脈動(dòng)反應(yīng)扭矩在基地，促使車身構(gòu)件產(chǎn)生振動(dòng)。

2.3 優(yōu)化結(jié)果分析和評(píng)價(jià)

全面優(yōu)化結(jié)果的三種工作條件，同時(shí)，兼顧到15KM/H時(shí)懸掛振動(dòng)較大，在60-90KM/H時(shí)振動(dòng)較小的動(dòng)態(tài)反應(yīng)，經(jīng)驗(yàn)表明低速顫振是車輛懸架系統(tǒng)設(shè)計(jì)需要考慮的影響最為深遠(yuǎn)的因素，所以需要2000RPM的優(yōu)化結(jié)果作為最終解決方案，和其他條件驗(yàn)證的激勵(lì)下，確定優(yōu)化結(jié)果對(duì)其它工況隔振效果的影響程度。①固有頻率分析;②隔振效果分析。

發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為2000rpm時(shí)，目標(biāo)函數(shù)是改變了從19.55到17.99，下跌8.7%，取得良好結(jié)果，由表1中數(shù)據(jù)可見除了后懸置y向以外，其他各個(gè)方向振動(dòng)隔離效果好，然后裝上y對(duì)動(dòng)態(tài)反作用力的變化很小可以忽略不記。因此，綜合效果是減少力的傳遞，達(dá)到更好的隔振效果。

參考文獻(xiàn)：

[1]張晉新，高文志.三缸發(fā)動(dòng)機(jī)一階往復(fù)慣性力矩平衡率對(duì)曲軸扭振與表面振動(dòng)的影響研究[J/OL].機(jī)械科學(xué)與技術(shù)：1-7[2020-02-21].https：//doi.org/10.13433/j.cnki.1003-8728.

[2]于濤.發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)與噪聲成因與解決方法[J].粘接，2019，40（10）：130-132.

[3]李熠帆，吳優(yōu)，馮理.汽車NVH基礎(chǔ)與發(fā)動(dòng)機(jī)影響[J].汽車實(shí)用技術(shù)，2019（16）：220-223.

[4]董志斌，蘇麗華，孟芳，唐明，叢日新.汽車發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)隔振技術(shù)研究[J].山東工業(yè)技術(shù)，2016（12）：271.

[5]Bin Z，? Guo C，? Guo-Quan F. Study on a Semi-Physical Method for Modeling Overall Vibration of an Aero-Engine[J]. Journal of Propulsion Technology， 2016.