（光学工程专业论文）柴油机燃烧辐射噪声的计算机仿真研究.pdf

摘要 随着能源问题的提出，柴油机的应用范围越来越广泛，同时柴油机的噪声问 题也变得越来越突出，成为影响车辆乃至交通噪声的重要噪声源。噪声已经成为 柴油机的一项重要性能指标。开展对柴油机的噪声分析及控制有重要的理论研究 意义和工程实用价值。 本文以一台四缸柴油机为例，应用计算机仿真技术分析了柴油机的结构振动 与辐射噪声，旨在降低柴油机的整机噪声，并为在工程实际中降低发动机的振动 和噪声提供指导或参考。 首先建立发动机总成的有限元模型。发动机是一个复杂的机械系统，有限元 模型的单元数目过多，增加了计算量，而且还受到计算机硬件的限制，因此采用 动力学中的矩阵缩减和矩阵恢复法。在矩阵的缩减和恢复过程中，计算的精确与 否与主自由度的选取有密不可分的联系。 发动机的振动噪声主要是由于气体爆发压力所引起的振动并通过缸盖和活 塞、连杆、曲轴、机体的途径向外辐射的噪声，所以主要考虑机体、缸盖和油底 壳。另外，根据发动机的实际使用情况，还考虑了曲轴部分的油膜阻尼因素的影 响，因而，发动机的噪声分析又是一个多体动力学问题。本文将有限元方法和多 体动力学方法相结合，考虑结构之间的非线性因素，较为完善的分析了发动机整 机的动态响应特性。 论文针对发动机在2 6 0 0 r m i n 的额定工况下进行动力学仿真分析，得出发动 机的表面振动速度级，并通过表面振动与辐射噪声的相关分析得出柴油机的辐射 噪声级；对柴油机结构进行了低噪声改进设计，仿真分析结果表明，整机辐射噪 声可降低3 d b ( a ) 。 关键词：柴油机噪声振动有限元仿真 a b s t r a c t w i t ht h ed e v e l o p m e n to fi n d u s t r ya n dt r a n s p o r t a t i o n ，t h en o i s eo fe n g i n eh a s b e c o m em o r ec r i t i c a l n o i s ei n d e xi sa na s p e c ti ne v a l u a t i n ge n g i n e sp e r f o r m a n c e a n a l y s i sa n dc o n t r o lo fe n g i n en o i s eh a st h es i g n i f i c a n c e t a k ea l le n g i n ew i t hf o u rc y l i n d e r sa sa l le x a m p l e ，a n da p p l yc o m p u t e rs i m u l a t i o n t e c h n o l o g yt oa n a l y z ee n g i n es t r u c t u r ev i b r a t i o na n dn o i s e i ta i m sa tr e d u c i n gt h e n o i s eo fe n g i n e ，a n ds u p p l y i n gt h et h o u g h ta n dm e t h o df o rt h ea c o u s t i ca n a l y s i so f e n g i n e f i r s te s t a b l i s hf i n i t ee l e m e n tm o d e lo fe n g i n e t h ee n g i n es t r u c t u r ei sav e r y c o m p l i c a t e dm e c h a n i c a ls y s t e m , s ot h e r ea r et o om a n yd i s p e r s e du n i t so ft h ef i n i t e e l e m e n tm o d e l w h i c hi n c r e a s e st h ec a l c u l a t i n ga m o u n t ，a n dc a l c u l a t i o nc a ns t i l lb e l i m i t e db yc o m p u t e rh a r d w a r e t h e nt h i sp a p e rh a sa d o p t e dt h em a t r i xc o n d e n s ea n d r e c o v e r y t h ec h o i c eo ft h em a i nn o d eo fd e g r e eo ff r e e d o md e c i d e st h ec a l c u l a t i n g a c c u r a c y t h en o i s eo fe n g i n ei s m a i n l y e a u s e db yg a se r u p t i o np r e s s u r ew h i c hi s t r a n s m i t t e dt h r o u g hc y l i n d e rh e a da n dp i s t o n ，c o n - r o d , c r a n k s h a f t ，b o d yo u t w a r d st o r a d i a t en o i s e s ot h en o i s eo fe n g i n ei sa n a l y z e dc o n s i d e r i n gb l o c k , c y l i n d e rh e a d ，o i l p a n i na d d i t i o n ，i no r d e rt oc l o s et ot r u eo p e r a t i n gs i t u a t i o no fe n g i n e ，t h ei n f l u e n c eo f c r a n k s h a f t , b e a r i n g ，o i lf i l md a m p i n gi sc o n s i d e r e d t h e r e f o r e ，t h en o i s ea n a l y s i so f e n g i n ei sam u l t i - b o d yd y n a m i c sp r o b l e m t h i sp a p e rc o m b i n e sm u l t i - b o d yd y n a m i c s m e t h o d sw i t ht h ef i n i t ee l e m e n tm e t h o d , c o n s i d e r i n gt h en o n - l i n e a rf a c t o rb e t w e e nt h e s t r u c t u r e s ，a n da n a l y z e st h ee n g i n ed y n a m i c sr e s p o n s eb e t t e r c a l c u l a t et h en o i s eo fe n g i n ea ts p e e d2 6 0 0 r m p ，a n dg e tt h es u r f a c ev i b r a t i o n s p e e ds t a g eo fe n g i n e t h o u g hi m p r o v i n gt h es t r u c t u r eo fe n g i n e ，t h es u r f a c ev i b r a t i o n s p e e ds t a g eo fe n g i n ei sr e d u c e d k e yw o r d s ：d i e s e le n g i n e ，n o i s e ，v i b r a t i o n ，f e m ，s i m u l a t i o n 独创性声明 本人声明所呈交的学位论文是本人在导师指导下进行的研究工作和取得的 研究成果，除了文中特别加以标注和致谢之处外，论文中不包含其他人已经发表 或撰写过的研究成果，也不包含为获得天津大学或其他教育机构的学位或证 书而使用过的材料。与我一同工作的同志对本研究所做的任何贡献均已在论文中 作了明确的说明并表示了谢意。 学位论文作者签名：套荔芳签字日期：m 呷 年多月f 日 学位论文版权使用授权书 本学位论文作者完全了解天津大学有关保留、使用学位论文的规定。 特授权天津大学可以将学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检 索，并采用影印、缩印或扫描等复制手段保存、汇编以供查阅和借阅。同意学校 向国家有关部门或机构送交论文的复印件和磁盘。 ( 保密的学位论文在解密后适用本授权说明) 学位论文作者签名：耋菇芳 签字日期：功o 年6 月f 日 导师签名：舅凡孑， 签字日期：易唧年多月 目 第一章绪论 第一章绪论 噪声即噪闹之声，是指使人感到烦躁、令人讨厌的刺耳声音的统称。 噪声是一种环境污染，它被认为是仅次于大气污染和水污染的第三大公害。 噪声像毒雾一样，弥漫在人们周围，尤其在城市和工业区里，它是一种致人死命 的慢性毒素。早在公元前七世纪，人就懂得了噪声使人感到不舒服，逐渐地人们 还知道了强烈的噪声会损害人的身体，甚至引起死亡。 噪声严重危害人的身体健康。噪声会损伤的人听力，这种损伤有急性和慢性 之分。有检测表明：当人连续听摩托车声，8 小时以后听力就会受损；若是在摇 滚音乐厅，半小时后，人的听力就会受损。噪声作用于人的中枢神经系统，使人 的基本生理过程大脑皮层的兴奋和抑制平衡失调，导致条件反射异常。噪声 可以使交感神经紧张，从而导致心跳加剧，心律不齐，血压高等。噪声作用于中 枢神经系统，还会引起胃肠系统的分泌和蠕动功能改变，引起代谢过程的变化， 出现维生素、碳水化合物、脂肪、蛋白质和无机盐类的代谢失调，造成胃液分泌 减少、蠕动减慢，食欲下降，恶心呕吐等症状等。 噪声对人的心理也会产生危害。噪声超过9 0 分贝，交谈和思维几乎不能进 行；噪声超过7 0 分贝，人就不能正常工作；噪声超过5 0 分贝，人就难以入睡。 随着汽车工业的迅速发展，人们对于汽车的舒适性和振动噪声控制的要求越 来越严格。据有关资料表明，城市噪声的7 0 来源于交通噪声，而交通噪声主要 是汽车噪声。它严重地污染着城市环境，影响着人们的生活、工作和健康。所以 噪声的控制，不仅关系到乘坐舒适性，而且还关系到环境保护。车辆噪声的最终 源头是发动机，控制发动机的噪声已成为降低汽车噪声污染的一个主导方向。 1 1 发动机噪声的分类 发动机是一种具有较强的振动和噪声的复杂机器，其噪声和振动不仅影响着 周围的环境，而且直接影响本身及以其为动力源的机械零部件的使用寿命，并对 发动机的动力性、经济性、可靠性和排放等产生影响。对发动机噪声产生的机理 进行研究，并找出控制各种噪声源的措施，可以降低发动机辐射噪声，提高发动 机的综合使用性能。 多年来，各国学者对发动机噪声产生的机理进行了许多研究，提出了不少控 制噪声的方法。根据不同的研究角度，发动机噪声有多种分类方法：如从传播 第一章绪论 途径上分为直接向空气辐射噪声和表面辐射噪声；从激励源上可以分为空气动力 噪声、燃烧噪声和机械噪声，三种噪声发声的原理不同，而且各有各的传播途径， 但又相互作用、不可分割。 空气动力噪声主要包括进气噪声、排气噪声和风扇噪声。空气动力噪声是由 于内燃机在工作时需要不断地吸进空气、及时排出燃烧废气，在这样一个循环过 程中，气流状态发生剧烈变化，气体与管壁发生摩擦，气体在流经进气门和排气 门时会发生阻塞，同时伴随气流脉动效应和在管内的反射与叠加等而产生的。此 外增压柴油机的涡轮增压叶片、风扇等噪声都归为空气动力噪声。 内燃机工作时，气缸内气体压力急剧上升产生动载荷和冲击波引起高频振 动，高频振动经气缸盖、气缸套、活塞、连杆、曲轴及主轴承传至机体以及通过 气缸盖等引起内燃机结构表面振动而辐射出来的这部分噪声被称为燃烧噪声。燃 烧噪声是最主要的噪声源之一，其主要决定于燃烧方式和燃烧开始初期的燃烧速 度。 气缸内气体压力的剧变是内燃机产生燃烧噪声的根源，压力剧变使得气缸及 其所连接的所有部件受到强烈的冲击性载荷，传到内燃机的整体，导致各部件的 振动。一般认为燃烧噪声经由两条路径传播并辐射出来：一条是经由气缸盖及气 缸套由气缸体上部向外辐射；另一条是经由曲柄连杆机构，即活塞、连杆、曲柄 和主轴承由气缸体下部向外辐射。由于气缸套、机体、气缸盖这些结构的刚性较 大，自振频率处于中、高频范围，低频成分不能顺利的传出，因此人耳听到的燃 烧噪声的主要成分处于中、高频范围内。 发动机工作时，运动部件产生的撞击、构件的振动、传动齿轮啮合及附件运 转等因素均造成强烈的噪声，称为机械噪声，内燃机的机械噪声随着转速的提高 而迅速增强。机械噪声主要包括活塞对缸套敲击引起的噪声、配气机构如气门落 座等引起的噪声、正时齿轮和喷油泵等引起的噪声。 燃烧噪声和机械噪声都要传播到发动机表面，然后向空气辐射出噪声，而空 气动力噪声是直接向大气辐射的噪声源。尽管发动机燃烧室内压力剧烈变化会产 生冲击载荷和高频气体压力振荡，但它们本身并不是噪声，只有传递到发动机表 面引起空气的振动才会产生能够被耳朵听到的噪声。一般说来，在低转速时，燃 烧噪声占主导地位；在高转速时，由于机械结构的冲击振动加剧而使机械噪声上 升到主导地位晗1 。 实际上很难将燃烧噪声与机械振动噪声区分开，因为它们之间有着密切的联 系，燃烧噪声的大小对机械噪声有影响，严格的说，机械噪声也是发动机气缸内 气体燃烧间接激发的噪声。虽然它们的发声原理不同，但最终都是通过发动机的 外表面辐射出来。 2 第一章绪论 发动机燃烧噪声可以通过三条途径传递到发动机表面而辐射出噪声口1 ：通过 活塞、连杆、曲轴、主轴承传至机体外表面；经过气缸盖传播出来；经过缸套侧 壁传到机体外表面。其中，第三条途径辐射出来的燃烧噪声十分有限，基本可以 忽略，大多数情况下可以仅考虑前两个传播途径，最重要的是第一条。 气缸内燃料燃烧产生的大部分振动能量是通过活塞、连杆、曲轴、主轴承传 至机体外表面，使机体尤其机体裙部产生强烈的结构振动，从而辐射出噪声。研 究表明，大约有8 0 的燃烧噪声是通过第一条途径传播的，而约2 0 燃烧噪声通 过第二条途径即气缸盖传递出来【4 】。 a v l 经过试验研究认为在研究2 5 0 0 赫兹以下的发动机表面辐射噪声可以仅 考虑第一条途径1 5 】。而发动机的辐射噪声最主要的是5 0 0 - - 3 0 0 0 赫兹频率范围内 的噪声，考虑到这一点，一般对燃烧噪声传播途径的研究重点放在通过活塞、投 杆、曲轴、主轴承、机体表面的振动传递途径上。 1 2 国内外研究现状 发动机的噪声问题是发动机研究领域的重要内容，从最初的仅靠试验改进发 展到当前运用各种先进技术进行噪声预测，发动机的噪声问题已经形成了基本完 整的试验和理论体系。目前噪声测试的方法主要有声压法、声强法和声振测量法， 趋向于各种方法的综合应用 。 发动机噪声控制研究工作者从8 0 年代开始参与新型发动机的设计或变型设 计过程，在发动机图纸设计阶段就对结构进行噪声预测，作出噪声评价，对发动 机零部件实施噪声优化设计。将有限元模型、输入函数和声辐射效率相结合起来 的分析方法，可以对发动机结构零部件的噪声和振动进行相当准确的预测。 据统计，我国目前直接从事噪声与振动控制的设计、研究的单位就有5 0 0 多 家，噪声与振动的队伍基本形成。全国性的噪声与振动控制学术交流活动十分活 跃，大大促进了噪声控制理论的发展。 不少大学院校、科研设计单位及工厂企业开展了产品低噪声化研究实践，深 入分析了各种噪声源的发生机理和传播途径，从噪声源与振动源出发，采取积极、 有效、合理的控制措施，并取得满意的效果。 但是时至今日，我国车辆和发动机产品的噪声水平和低噪声技术、设计、开 发水平与国外先进国家存在一定差距。究其原因是国内在发动机噪声方面的研究 起步较晚，而且我国执行的车辆和发动机的噪声法规要求比国外低，噪声控制的 行政管理制度比国外宽松，从而导致国产车辆和发动机降低噪声的研究工作的开 展不如国外活跃。 第章绪论 国外在发动机噪声的研究方面起步较早，众多的研究机构为满足法规要求纷 纷开展发动机噪声方面的研究。 日本尼桑汽车公司在改善发动机及整车的噪声研究方面做了大量的工作。他 们认为，良好的声音品质应满足：( 1 ) 声压级与转速的线性关系：( 2 ) 声音的基础 分量的声压级应远大于其他分量的声压级。尼桑汽车公司还开展了对4 5 l v 8 发 动机噪声的研究，并取得了较好的成果。 美国新泽西州的d a n t e c 电子公司开发了用于测量发动机旋转振动频率的一 系列光学非接触式振动测量系统，包括扭振仪在内。h r l y o n 和g e 公司通过加 速度传感器采样，对旋转机构的振动信号进行频谱分析，以此来确定故障原因。 英国噪声和振动研究所i s v r 激光实验室研制出的激光测速仪，可以用来测 量发动机表面的法向振动和旋转振动速度，以检测发动机的运转状况和性能，并 且可以作为测量发动机噪声是否降低的一种有效手段。 除了实验方面的研究以外，模拟分析技术也是一个重要而且非常活跃的方 面，其中采用有限元和边界元相结合的方法进行发动机噪声模拟分析方面已经取 得众多的研究成果。 国外一些著名的发动机研究机构如a v l 、f e v 、r i c a r d 0 等都建立了自己的商 业化的发动机结构振动和噪声预测分析系统。奥地利a v l 李斯特公司和德国的f e v 发动机技术公司对发动机的噪声计算分析做了很多贡献，这两家公司分别运用有 限元方法对发动机整机的表面结构噪声做了较为精确的计算。实现了发动机在设 计过程中的改进，大大缩短了发动机的开发周期。 一些著名的发动机厂家如宝马、福特等也开展了发动机结构振动和噪声优化 分析的研究。他们或是建立自己的噪声分析预测系统，或是和其他研究机构合作 进行发动机噪声方面的研究。 随着计算机技术的迅速发展，各种分析软件和数值解析方法得到大量运用， 噪声控制由传统的消声、隔声、吸声和隔振等手段向结构动态特性改进、声源直 接控制和传统手段相结合的方向发展。人们逐步开始以系统的观点来看待噪声问 题，从发动机的图纸设计阶段就对其结构进行噪声预测，做出噪声评价，对发动 机零部件实施噪声优化设计。 根据目前国内外研究机构和发动机厂家的实际情况来看，在发动机噪声模拟 分析方法上占主导地位的方法是采用有限元和边界元相结合的方法：通过有限元 预测发动机的结构振动响应，然后通过边界元预测噪声，在有关文献中有众多通 过这种方法进行发动机噪声分析和优化的成功实例。 4 第一章绪论 1 3 本课题研究的意义和主要内容 1 3 1 课题研究的意义 噪声会损害人的听觉系统，一个人如果长期处于强噪声环境之中，而不采取 有效的防护措施，就会逐渐导致噪声性耳聋，即使噪声的强度不足以使人耳聋， 也会妨碍人的正常思维，干扰人们集中精力和影响人们休息。长期的噪声作用， 对人的神经、心血管系统、消化系统和内分泌系统都有显著的影响，使人产生紧 张感，心情烦躁、易怒、易疲劳等r 丌。噪声对身心健康的危害已经引起人们的普 遍关注，噪声问题有待解决。 经济性是柴油机最大优点之一，因为柴油机的压缩比高，燃油消耗平均比汽 油机低3 0 左右。大力普及柴油机可以节约大量能源，符合建设节约型社会的理 念，发展节能环保的柴油发动机技术是中国兼顾环境与能源的解决之道。但是柴 油机的噪声问题制约其推广。 本文通过仿真计算，对某四缸柴油机的噪声进行仿真计算，通过仿真计算进 行优化方案筛选，可以加快产品的减振降噪进程。同时，该方法也可用于发动机 的设计阶段，缩短发动机的开发周期，快速培养自主研发能力。 1 3 2 课题研究的主要内容 随着能源问题的提出，具有良好经济性的柴油发动机应用越来越广泛，在汽 车、拖拉机、船舶、工程机械等领域中，被用作主要原动力。同时发动机朝着高 速、轻型、大功率方向发展，其振动噪声问题日趋严重，噪声已经成为发动机的 一项重要性能指标。而人们对振动噪声控制的要求，却日益严格，这种矛盾促使 人们对发动机噪声的研究给予更多的关注。： 发动机整机是一个复杂的结构，它是由缸盖，机体，油底壳等复杂零部件组 合起来的。为了计算其表面振动噪声，可以通过计算其表面的振动速度而得到。 本文针对某四缸柴油机采用了有限元法和多体动力学方法相接合的方法来计算 发动机的表面速度级，从而分析发动机的结构辐射噪声，并对发动机的结构进行 改进，最终达到降低整机噪声的目的。主要内容包括： 1 建立发动机整体的三维模型。发动机模型包括缸盖、机体、整体主轴承 座、油底壳等各部分和曲轴部分( 这一部分包括阻尼器、皮带轮、正时齿轮、曲 轴、飞轮) 。为了便于划分有限元网格，节省仿真计算的时间，发动机的模型作 了适当简化，这一步主要通过p r oe n g i n e e r 软件来实现。 第章绪论 2 对三维模型划分网格。在p a t r a n 中分别划分三维图形的有限元网格， 然后在螺栓联接的地方，采用r b e ( r i g i db o a ye l e m e n t ) 将这些有限元模型联接 起来，构成发动机的多体动力学模型。 3 定义主自由度节点，进行矩阵缩减。由于发动机的有限元模型是一个庞 大的模型，为了节省计算时间，在计算过程中，采用了有限元分析方法中的矩阵 缩减和矩阵恢复算法。虽然这种方法可能会对精度有所影响，但有大量的文献证 明其影响不大【s 】。根据有关理论和发动机的使用情况，找出主节点，缩小质量和 刚度矩阵，来实现发动机的强迫响应分析。主要通过n a s t 黜埘实现。 4 将缩减的矩阵传至e x c i t e 软件，实现整机的多体动力学连接，给出所受 激励力及所有边界条件，计算出出发动机主节点的振动速度。然后利用“工程表 面振动速度法 计算发动机的声功率级。 5 根据仿真的结果改进发动机的结构，降低发动机的噪声。 6 第二章发动机模型的建立 第二章发动机模型的建立 近年来，随着环保意识的提高，为实现低排放、低噪音的目的，各发动机企 业在开发产品的初期都阻c a e ( 计算机辅助工程) 技术为中心，进行产品的研 究改进型设计。 有限元分析的第一步就是建立有限元模型。只有建立一个比较理想的有限元 模型才能准确的反映结构的实际刚度、强度状坷，分析结果才能用于设计。发动 机是一个结构复杂，受力繁多的综合系统。为了实现发动机表面振动速度级的计 算，目前只有采用有限元方法才是最为可行的方法，也是最为精确的方法。发动 机的模型包括缸盖、机体、整体主轴承座、油底壳等部分和曲轴部分( 这一割分 包括阻尼器、皮带轮、正时齿轮、曲轴、飞轮) 。 2 1 发动机的三维模型 实际的发动机结构非常复杂，如果在仿真计算中如实的建立模型，将为后面 的划分网格以及仿真计算带来很大麻烦，大大增加计算时间、提高计算机等软、 硬件的要求。因此在建立三维模型时做了适当的简化如省略相对尺寸较小的匝 孔、导角。所建立模型的准确性通过仿真计算的结果与实验数据相比较而进 于检 验。 以下分别是在p r oe n g i n e e r 中建立的发动机各部分的三维简化模型： 勺 国2 一】汕底壳翻2 - 2 缸盖 第二章发动机模型的建立 图2 0 机体及齄体主轴承庵 建模时将机体与整体主轴承座建在一起 时齿轮、曲轴、飞轮等。 2 2 发动机的有限元模型 圈2 4 曲轴 曲轴部分包括阻尼嚣、皮带轮、正 在有限元模型的建立过程中，单元类型的选取是至关重要的，它选取的好坏 直接关系到计算结果的精度以及所用的计算时问【9 】。为了满足结构的力学特性和 噪声计算问题，在发动机的整个模型中主要采用了精度最高的六面体实体单元， 在特殊的地方，为了满足结构的形状，还采用了少量的五面体及宴体单元。有限 元网格的划分是在p a t r a n 中完成的。 划分准确而可靠的网格模型，是应用有限元法进行结构分析与设计最为重要 的步骤之一。有限元法计算结果的准确性在很大程度上取决于所划分网格的准确 性，当存在质量很差的网格叫，计算过程将无法进行。 根据有限元法的基本理论单元数量越多、单元划分的越细，越逼近真实结 果，但同时计算规模也会增加，所以在在确定网格数量时应权衡两个困素综合考 虑。 图2 - 5 精度和计算时间随网格数量的娈化 第二章发动机模型的建立 图2 - 5 中的曲线】表示结构中的位移随网格数量收敛的一般曲线，曲线2 代 表计算时间随网格数量的变化。可以看出，网格较少时，增加网格数量可以使训 算精度明显提高，而计算时间不会有大的增加；当网格数量增加到一定程度后， 再继续增加网格数量时精度提高甚微，而计算时间却有大幅度增加。 在求解噪声问题时，单元的长度可以选择为波长的1 8 左右，即 厶仙xs 寺 其中，l 。一单元的长度 c 一声波的速度 ”一系数 ，一计算所关心的频率 由于人耳对噪声的敏感频率在2 0 0 0 赫兹左右，声波在铸铁或钢中的传播述 度大约为5 1 8 2 米每秒，所以单元的最大长度席小于”厘米。 发动机整机包括缸盖、机体、整体主轴承座、油底壳、曲轴等。根据试骑得 知，发动机的结构噪声主要是由这些部件的振动所引起，因而在做计算列，只考 虑了上述部分而没考虑发动机的进、排气歧管和附件部分。 2 2 1 发动机油底壳的有限元模型 发动机的油底壳丰要是储存机油并封闭曲轴箱。机油盘受力很小，一般采用 薄钢板冲压而成。虽然油底壳受力不大，但它存在大面积的平面结构，刚度较低， 振动剧烈因而在这些地方是容易产生结构噪声。油底壳的有限元模型如图2 - 6 所示。 圈2 - 6 油底壳的有限元模型图2 7 缸盖的有限元模型 第二章发动机模型的建立 2 2 2 发动机缸盖的有限元模型 缸盖是发动机的重要组成部分，它的主要作用是密封气缸上部并与活塞顶部 和气缸壁一起形成燃烧室，所以承受的较大的力。它的两侧分别装有进气歧管和 排气歧管，还有进、排气气门等运动部件。缸盖的有限元模型如图2 7 所示。 2 2 3 发动机机体和整体主轴承座的有限元模型 机体是发动机的骨架和核心所在，机体上半部有四个为活塞在其中运动导向 的圆柱空腔，称为气缸或缸筒；下半部为支撑曲轴的曲轴箱，其空腔为曲轴运动 的空间。缸体工作时经常与高温、高压的燃气相接触，且有活塞在其中作高速往 复运动，所以发动机缸体本身应具有足够的刚度和强度【1 1 1 。 但实际上发动机机体刚度较差，振动较大，通常是表面噪声辐射的主要部分， 同时，其振动又传给壳体等重要的辐射表面，使其振动加剧。因此，控制机体的 表面振动响应是控制发动机表面辐射噪声的基本途径，这主要取决于结构本身的 刚度。 当机体按某阶振型振动时，其壁面呈弯曲状的振动，这种壁面的振动是辐射 噪声的主要原因，只有提高壁的刚度才能达到控制噪声辐射的目的。提高机体结 构的刚度和固有频率的主要方法是增加壁厚、加筋、改进曲轴箱结构。实践表明， 板结构的固有频率与板厚成正比，采用增加壁厚的方法是提高结构刚度控制表面 辐射噪声的有效措施。但是增加板厚会使发动机的重量增加，这与目前轻质量设 计要求相矛盾，因而在可以采用其它方法降低表面噪声时，尽量不采用增加板厚 的方法。在结构上加筋是改善结构刚度的另一有效途径，通过发动机的振型分析， 将筋加在振动较大的部位，在一定程度上会降低噪声。 整体主轴承座是连接在机体和油底壳之间的部件，它起到支撑曲轴、封闭机 体下部的作用。由于整体主轴承座刚度较高，所以大大的增加了发动机缸体下部 的刚度，同时降低了油底壳的高度，使得油底壳的噪声辐射面变小，而且改善了 油底壳的响应特性，大大降低油底壳的振动噪声。图2 - 8 所示为机体与整体主轴 承座的有限元模型： 1 0 第二章发动机模型的建立 图2 - 8 机体及主轴承座有限元模型 2 2 4 发动机曲轴的有限元模型 发动机的曲轴部分主要由曲轴、飞轮、皮带轮和阻尼器等部分组成，它承受 连杆传来的力，然后通过飞轮输出动力。在发动机工作过程中，曲轴受到旋转质 量的离心力，还有周期性变化的气体爆发压力和往复惯性力的共同作用使曲轴 承受较为复杂的弯曲与扭转载荷。为了保证工作的可靠性，曲轴要有足够的刚度 和强度。 曲轴的振动特性对机械噪声具有强烈的影响。从动力学角度来看陆轴是一 种非常复杂的结构它作为自由振动的构件，在局部的脉冲激振情况下就已经具 有许多固有频率而轴承对曲轴的动态特性叉有很大的反作用。在曲轴的一端还 有一个止推轴承，用于限制曲轴的轴向运动。它们之问又会产生运动耦台，使得 曲轴的弯曲振动加剧机械噪声增大】。图2 - 9 为曲轴的有限元模型： 圈2 - 9 曲轴的有限元模型 2 2 5 发动机整机有限元模型的连接 发动机结构是一个复杂的整体，结合面的作用机理更为复杂，在建立复杂机 械动力学模型时可咀根据不同的情况和要求，采用不同的连接方式。第一种方式： 第二章发动机模型的建立 在螺栓孔和接触圆孔周围将所有节点粘合在一起( m e f g c ) ，这种方式简化了发动 机的缸垫，因而不常采用。第二种方式：在螺栓孔和接触圆孔周围将所有的节点 通过刚性单元( r b e 2 ) 连接在一起，这些r b e 2 单元是一些没有质量的单元，这样 连接比较容易，而且接近实际结构受力特性。第三种方式：在密封结构处采用体 单元或弹性单元连接，有时也采用壳体单元，对于高强度的密封结构来说前面 几种方式都可采用，本文采用了第二种方式。发动机整机的有限元模型如下图： 2 3 本章小结 图2 - 1 0 发动机整机的有限元模型 建立合理的有限元模型是仿真分析的基础，本章应用p r o ee n g i n e e r 和 p a t r a n 建立了发动机整机的三维模型和有艰元模型。 1 在建立三维模型时作了适当简化，省去较小圆角和圆孔，便于后续网格 的划分。 2 选取精度最高的六面体网格对发动机进行划分，在特殊的地方，为了满 足结构的形状，采用了少量的五面体单元。 3 把划分网格的各部分用刚性单元( r b e 2 ) 连接在一起完成整机模型。 第三章噪声分析的动力学理论 第三章噪声分析的动力学理论 发动机结构噪声的分析是一个动态的力学分析过程，本文想求出在给定的载 荷、冲击力等作用下，发动机结构随时间的运动或响应。当结构动力学与有限元 法结合使用求解时，就会涉及到大量的质量阵、刚度阵和阻尼阵的运算。由于计 算机硬件和计算时间的限制，对于发动机整机这么一个庞大的矩阵运算来说，是 不可能实现的，于是我们采用了结构动力学中的矩阵凝聚法o 3 1 结构动力方程 如果一些力使结构以大于结构最低自振频率的1 3 值作振动，那么我们可以 将此作为动力学问题处理，当振动速度较大时，结构的惯性起很大作用。惯性用 质量阵来表示，- 其中单元质量阵记为i m l ，结构质量阵记为m 1 ，类似的引入阻 尼阵c 1 和f c l ，用k 1 表示结构动态刚度矩阵- o -j-_ -j _， 应用达朗贝尔原理能方便的导出质量阵的定义，。并赋予物理意义。假设单元 的位移场 s 及其对时间的前两阶导数分别为： = 】 = ) ( 3 - 1 ) i ) = 】 其中， 】一形函数矩阵 x 、 戈) 、 王) 一节点位移、节点速度、节点加速度 加速度场 戈) 产生相反的作用力 f ) f ) = 一户 王) 其中，p 一质量密度 相应于 ，) 的节点载荷 厂) 。由方程( 3 - 2 ) 给出 1 3 第三章噪声分析的动力学理论 厂) p = l b 】r 【e 氏) j y 一工 b 】7 ) d 矿 + 工 】r f ) + r 矽) 豳 其中，【b 应变一位移矩阵 b _ 暑 】 矿一单元的体积 s 一单元的面积 门一节点上的载荷 联立方程( 3 1 ) 有 n = r f d v = 一工纠九】d 矿 譬) = 一 m 其中，单元质量阵 脚 定义为： 聊 - m 】7i n d r ( 3 2 ) ( 3 3 ) 上式 m 称为协调质量，因为形成 m 】的形函数 】同时也用来形成刚度阵【尼 。 一般说来，【m 是满秩而且对称的。 建立结构质量矩阵 m 的方法是将单元质量 肌 扩展到“结构的大小”，然 后再将重叠的系数相加。与此类似，引入阻尼阵，将阻尼阵用符号表述为： c 】- c 】 按照达朗贝尔原理，设各个节点在其所有载荷( 包括动力载荷) 的作用下处于平 衡状态。动力载荷包括惯性力 厂 。和阻尼 c 】( 石) 。可以得到离散化后的系 统控制方程为： 或 ，) - 一 k z ) - c 】 j ) m 臂) = o m 】 膏) “c 】 j ) “k 】 x = ，) 1 4 第三章噪声分析的动力学理论 【m 】或 历 的第j 列表示广义坐标j 上的加速度为单位值，而其他自由度的加速 度为零时的作用于结构的广义力向量。如果以速度代替加速度，类似的陈述也适 用于i c i 或l c i 。 牛顿流体的阻尼矩阵c 1 很容易计算，矩阵的各项已由瑞雷给出。但在结构 -_ 的情形下更重视干摩擦损失而不是粘性阻尼。这些能量耗散项的机理尚未完全研 究明白，目前只能采用近似方法加以计算。通用的方案时将阻尼矩阵取为刚度矩 阵的口倍与质量矩阵口倍之和，即 【c - - 口【k 卜【m 】 这就是所谓的瑞雷阻尼或比例阻尼，它是一个正交阻尼阵。当口= 0 时，高阶振 型受到较小的阻尼，当= 0 时，高阶振型受到很大的阻尼【1 4 1 。 3 2 矩阵缩减与恢复原理 动力和振动问题的有关计算，比静力分析的计算耗费更大，结构可能有太多 的自由度，不能经济的处理，甚至因模型太大以致不能求解，因而必须用凝聚技 术进行动力缩减。动力缩减的意图是在保持系统动力特性的基础上，通过用更小 的矩阵运算来提高动力求解效率。虽然它对精度不利，但使用合理影响还不至于 过大【15 1 。 ， 在动力缩减中，将网格的总自由度，即位移向量元分为贾。、j ，两部分，并假 定夏。按照一种确定的方法依赖于置。，也就是说两者存在函数关系，则l 称为主 自由度，夏。称为从自由度。 在n a s t r a n 中有四种动力缩减方法：静态凝聚( g u y a n ) 缩减、广义动力缩 减、模态缩减及部件模态综合，通常使用古淹( g u y a n ) 缩减方法。将方程 ( k 卜州m 】) z ) = o 式中，a = 缈2 x ) 一节点自由度的位移 分块写成下面形式： ( 芝乏 兄 乏惫 誓卜。 ( 3 - 4 ) 第三章噪声分析的动力学理论 其中要保留m 个主自由度f 以 ，缩减消去s 个从自由度 五 。现在作下述基本 假设，即对于较低的频率，在从自由度上的惯性力，远非由主自由度传来的弹性 力那样重要。有限元将部件离散为许多单元，具有单元质心和单元刚度。但发动 机整机有限元模型的离散单元过多，增加计算量，且没有必要。所以可将一定区 域中的所有单元压缩到一个节点上，一个部件可以由合适多的、能反映其动力学 特性( 运动、变形和受力) 的节点组成。因此，方程( 3 - 4 ) 中除i 朋- 肭i 外，将所有 质量视位零，并从方程的下分块求得： 墨 = 一【k 】一 如】7 以 由刀= 所+ s 和m 木m 的单位矩阵【j 得 申】 其中， t r ，= 一k ，k 。r ( 3 - 5 ) ( 3 6 ) 方程( 3 6 ) 又叫约束方程，将方程( 3 6 ) 4 弋a ( 3 - 4 ) ，并用 丁】7 左乘，就得到缩减后 的系统： ( k ，卜五 m ，】) 彳。) = o 缩减后的矩阵是对称的，并由下式得出 耳】_ 丁】7 q r 】 以 ： r 】7 m 】吲 ( 3 - 7 ) ( 3 8 ) 这个过程称为矩阵的动态缩减过程。 设自由度 x ) 分为 x ) = t ) ，其中 _ ) 是要保留的边界自由度，而( t ) 是要 削去的内部自由度。单元刚度方程则是： k k , , - 驯k r p l l 圹x r ；协 1 6 ( 3 9 ) 第三章噪声分析的动力学理论 方程( 3 9 ) 右侧表示单元作用到节点的载荷，由方程( 3 - 9 ) 的下分块解得 t ) ) = - 【吃】1 ( 如】 _ ) 一) 将 t ) 的表达式代入方程( 3 - 9 ) ， k ( 引- - r ) 其中，【k - 砗卜 如】【k 】1 如】 ， = 一【如】【如 - 1 ) 这就是矩阵的静凝聚。 当已知缩减后系统的特征值和特征向量时，可用方程( 3 5 ) 恢复从振型 置扣一 k 一乃坂】_ l k 7 一乃蚝7 以，) 这个过程称为矩阵的恢复过程。 矩阵的缩减和恢复，归纳起来就是让主自由度的运动代替整体结构的运动， 通过矩阵的缩减，让所有的从自由度从动力学方程的矩阵中消失，仅仅保留具有 特殊意义的主自由度。当获得主自由度的运动状态后，通过n a s t r a n 的内部 运算法恢复被消去的从自由度的运动。 3 3 选取主自由度和主节点 在矩阵的缩减和恢复过程中，计算的精确与否，与主自由度的选取有直接的、 密不可分的联系。如果主自由度选取的不正确，计算结果可能会相差千里，矩阵 的计算甚至不能收敛。因而选取主自由度必须具有一定的经验和力学知识才可以 让计算结果更接近实际。 选择主自由度的原则：主自由度的选择必须考虑模型的结构、外载作用形式、 结构响应特征以及有限元模型本身；主自由度的个数必须是想要得到的模态数的 两倍以上：把预计结构要振动的方向选为主自由度；在施加力或者非零位移的位 置选择主自由度。 1 7 第三章噪声分析的动力学理论 有限元模型中的主自由度节点用来表征结构部件的运动和变形特征，同时作 为结构部件的相互作用点，可传递载荷。 选择主自由度节点的一般原则：定义所有连接点和加载点为主节点，要求其 坐标为精确值，否则调整到精确坐标上；不许把多个主节点刚性连接起来，无论 是用刚性约束还是短梁；同一组主节点位置尽量均匀，最好顺序编号。 根据上述的选取原则及上节理论，结合发动机的实际工作原理，选取了下列 主节点和主自由度： 缸盖：外壁大面上的部分节点，缸盖顶部与气缸中心相对的节点。 机体：外壁大面区域内的不分节点，四个气缸套两侧受力边的节点，五个主 轴承座内壁上的所有节点。 油底壳：底部及侧面的部分节点。 曲轴：皮带轮和飞轮质量重心处的节点，曲轴五个主轴径和曲柄销中间横截 面上的节点。 连杆活塞组：连杆活塞组是采用的质量梁单元，活塞采用质量点表示，连杆 质量梁表示。 3 4 本章小结 发动机整机模型网格数量很大，为减少计算量和对计算机的要求采用矩阵缩 减与恢复的方法。 ? i 推导出了发动机的结构动力学方程，j 介绍矩阵缩减和恢复理论。 一 2 选取发动机各部件的主自由度节点。 1 8 第四章发动机的结构噪声分析 第四章发动机的结构噪声分析 发动机噪声是汽车的主要噪声源，其大小与发动机的结构特性是分不开的。 表面辐射噪声与结构表面振动有着密切的关系，表面辐射噪声可以用表面振动速 度或速度平均均方值来表示，有以下近似关系： o = l + 2 0 l g ( p o c o ) + 1 。l g v 2 + 1 0 1 9 0 + l o l g 詈一l o l g 昂 式中，三。为测量表面声压级；p o c o 为空气介质的特性阻抗；v 2 是表面振动平均 - i t r， 速度的均方值；盯= 为辐射系数，与辐射表面的结构形式、振动频率及振 7 7 p 型等有关，、取分别为表面辐射声功率和表面振动功率；s 、a 分别为规定 声场中的表面积和振动表面积；只为参考声压。 由此可知，发动机的结构噪声分析，首先要算出发动机的表面振动速度、速 度级。因为振动速度级与衡量噪声大小的声压级存在一定的换算关系，所以可以 用速度级来评价噪声的好坏。 对发动机噪声的评价，除考虑其辐射噪声能量总水平外，还应考察以下噪声 特性：噪声级及其随发动机工作状态的变化关系，发动机外表面各点噪声级数值 的分布状态，空间各点的噪声频谱以及发动机工作过程各阶段的瞬时声压级。通 过这些信息，不但可以比较和评价发动机辐射噪声的大小，还可以深入研究辐射 声能在频域上的分布情况，判断发动机工作循环中辐射噪声最大的阶段，以便分 析产生高噪声的原因，提出噪声控制措施，降低发动机表面噪声。 本章将陈述发动机在考虑了曲轴旋转运动后的强迫振动分析和计算结果。主 要的计算工具是a v l 公司的e x c i t e 软件，它可以考虑发动机内部的非线性激 励力，例如主轴承的油膜厚度和内部非线性阻尼力等。在计算仿真的过程中，需 要如下的子结构：发动机主体部分( 缸盖、油底壳、机体及整体主轴承座) 、曲 轴部分( 皮带轮、阻尼器、曲轴和飞轮) 的三维有限元模型的缩减结构和质量梁 单元的连杆结构，并将这些子结构组装起来构成发动机结构的动力学模型，求出 发动机的强迫响应。 1 9 第四章发动机的结构噪声分析 4 1 发动机的整机连接 发动机不仅结构复杂，工作时机构受力随时在改变，而且还有材料的非线性 特性的影响，发动机的整个响应特性实际上是线性与非线性的结合。 本文将发动机主体和曲轴部分在e x c i t e 软件中连接成整体，形成有限元和 多体动力学相结合的模型，而且考虑了曲轴、轴承和油膜的影响。 e x c i t e 是发动机设计专用的非线性多体动力学软件，其中，曲轴、连杆、 机体等为线弹性体单元，轴承、悬置、活塞缸套导向为非线性连接单元。本软件 应用范围广泛，可进行轴系动力学非线性分析、发动机总成和悬置的低频振动分 析、发动机总成的声学分析、高级滑动轴承设计以及3 d 活塞动力学分析。 发动机的结构振动分析是一个非常复杂的非线性动力学过程，它不同于单个 零件的分析。在单个零件的分析过