不同載荷激勵對非道路高壓共軌柴油機振動與噪聲的影響研究

楊永忠， 畢玉華， 張 寧， 向 熔，申立中， 唐明超， 吳禮民

(1. 昆明理工大學 云南省內燃機重點實驗室，昆明 650500； 2. 昆明云內動力股份有限公司，昆明 650500)

伴隨工程機械、農業機械等非道路移動機械行業的快速發展，非道路柴油機的市場空間也變得日益廣闊。由于非道路柴油機工作條件惡劣、負荷大、工況變化劇烈，對柴油機的可靠性、振動與噪聲等都提出較高的要求，整機振動與噪聲(NVH)特性成為制約柴油機強化的主要因素之一。因此，進行非道路柴油機振動與噪聲影響因素分析，對于提高非道路發動機運行NVH性能具有重要意義[1-2]。

柴油機振動與噪聲研究方法一般有兩種：一種是基于模態測試與振動噪聲測試的試驗研究，另一種是基于多體動力學與邊界元法的振動與噪聲機理仿真研究[3]。美國德納公司、福特公司等[4-6]對發動機氣缸蓋罩進行了振動測試，分析氣缸蓋罩振動特性與影響氣缸蓋罩振動空間傳遞特性。奧地利AVL公司Martin Sopouch等[7]采用仿真分析的方法，研究了傳動鏈條、鏈條張緊器以及凸輪軸、氣門機構的動態特性以及激勵對發動機振動的影響。德國FEV公司Schneider等[8]分析了傳動系統動力學特性，結合FEA分析方法，對發動支架及相關附件進行優化。日產汽車公司Yamamoto等[9]基于FEA分析方法，提出了一種優化發動機缸蓋螺栓數目以及位置的系統優化方法，減振降噪效果明顯。通用汽車公司Lee等[10]通過對2.0 L與2.2 L歐Ⅴ車用柴油機整機振動分析，拓撲優化了齒輪室蓋結構與油底殼結構，使柴油機NVH性能大幅度提高。日本洋馬公司Akei等[11]通過建立柴油機多體動力學模型，結合測量頻率響應函數，預測了柴油機振動以及噪聲傳播途徑。晉兵營等[12]建立了機體有限元分析模型，考慮缸蓋螺栓預緊力、氣體壓力、活塞連桿組的慣性力、主軸承載荷、機體支撐載荷、活塞側擊力的影響，研究機體振動響應情況。杜憲峰等[13]以機體模態頻率以及振動烈度作為優化目標，對機體結構進行了拓撲優化。綜上所述，國內外學者針通過試驗研究與仿真技術，研究了發動機表面振動與噪聲產生的機理及傳遞特性，但不同激勵對整機N&H性能影響研究報道較少。

由于柴油機非均勻燃燒的特點以及結構強化的要求，使柴油機的NVH分析與優化比汽油機更復雜。多缸柴油機運轉時，活塞將產生周期性變化的往復慣性力以及慣性力矩，曲軸曲柄在回轉過程中產生周期性變化的旋轉慣性力以及力矩，配氣機構運動產生的慣性力以及周期性變化的傾覆力矩等，這些力與力矩是柴油機振動與噪聲的主要激勵源，對整機各個部位振動與噪聲的影響權重也不同。由于整機NVH仿真分析影響因素多，計算規模較大，因此進行不同激勵對整機不同部位振動與噪聲的影響研究，可以簡化振動與噪聲分析的計算條件，快速分離機械噪聲源。

以強化后的非道路高壓共軌四缸增壓中冷柴油機為研究對象(主要參數見表1)，基于機體與曲軸的模態測試，建立了整機多體動力學模型，進行了整機振動與噪聲仿真分析，研究了主軸承載荷、活塞側擊力、閥系載荷等不同激勵對于柴油機振動與噪聲的影響，研究結果為強化后柴油機的減振降噪提供了理論指導。

表1 柴油機主要參數Tab.1 Main parameters of diesel engine

1 整機有限元模型建立與有限元結構縮減

1.1 整機有限元模型的建立

利用UG軟件與Hypermesh軟件對主要部件機體、缸蓋、油底殼、氣缸蓋罩、齒輪室殼、飛輪殼、進排氣管、機油濾清器、電機、機油冷卻器等部件進行實體建模與網格劃分，忽略了對結構動力學特性影響較小的凸臺、圓角。總成裝配模型如下圖1所示。裝配后總的網格數為692 075個，節點數為1 231 669個。選取第三主軸承中心點為模型全局坐標系中心點，采用右手定則，定義曲軸皮帶輪端到飛輪端為X軸，氣缸中心線方向為Z軸，發動機橫截面方向為Y軸。從發動機前端往后端看，左側為主推力面，右側為次推力面。

圖1 發動機總成裝配模型 Fig.1 The engine FE model

1. 2 有限元結構縮減

應用EXCITE powerunit軟件建立整機多體動力學分析模型(見圖2(a))，利用非線性連接副連接線彈性體組成高度非線性的多體動力學模型，在整機有限元模型中，各部件之間通過綁定連接關系組成完整的分析模型。

在發動機結構振動仿真需在模型上施加隨時間變化的激勵載荷，對發動機進行時域內的振動響應求解，求解過程涉及到龐大的質量、剛度陣計算，因此需對模型進行自由度縮減。機體、缸蓋、油底殼、齒輪室殼、飛輪殼、氣缸蓋罩以及附件選擇主節點1 128個，縮減后保留了1 817個自由度以及180個模態自由度；曲軸選擇主節點個數為56個，縮減后保留自由度為186個，見圖2(b)。

(a)整機多體動力學模型

(b)多體動力學縮減模型圖2 整機振動與噪聲分析模型 Fig.2 The engine analysis model of vibration and noise

1.3 曲軸與機體模態分析

利用Lanczos算法對曲軸與機體進行自由模態計算，分別提取曲軸與機體前12階模態，去除前6階剛體模態，計算模態結果見表2、表3。

表2 機體計算模態與實驗模態對比Tab.2 Comparison of computational and experimental modes

表3 曲軸前6階模態分析Tab.3 Modal analysis of crankshaft front 6th

模態測試采用錘擊激勵方式，通過橡皮繩將曲軸和機體懸掛，使零件支撐形式接近自由狀態，曲軸與機體懸置方式如圖3。測試機體測點為120個，采用單點激勵、多點測試方式；曲軸測點為1個，采用多點激勵、單點激勵測試方式。測量過程中，通過裝有力傳感器的力錘敲擊機體，測量發動機表面測點的加速度響應。通過NI PXI14498數據采集卡采集力錘力信號及加速度傳感器信號，應用model VIEW軟件對數據進行處理分析，測試原理見圖4。

圖3 曲軸與機體懸掛圖 Fig.3 The hanging way of crankshaft and engine block

圖4 測試過程原理圖 Fig.4 The principle of the testing process

測試模態見表2、表3，可知，計算模態與試驗模態振型一致，固有頻率誤差在5%以內，說明建立的機體與曲軸有限元模型是準確的。

2 不同載荷激勵特性分析

在整機振動噪聲中激勵載荷主要包括缸內氣體壓力、主軸承載荷、閥系載荷、活塞敲擊力等。缸內壓力是發動機運轉的初始動力來源，采用臺架測試缸壓曲線，從怠速到額定工況轉速缸壓曲線，見圖5。

圖5 不同轉速下缸內壓力 Fig.5 The cylinder pressure at different speeds

基于Excite-Timing drive軟件，建立了凸輪中置結構的閥系與搖臂氣門機構動力學模型，在考慮各部件之間的非線性關系及各部件彈性變形的基礎上，計算了不同轉速下的三個凸輪軸軸承載荷與氣門落座力，額定功率工況下(其余轉速略)隨曲軸轉角變化關系見圖6(a)、6(b)。

基于Excite-Piston&ring軟件，通過計算獲得的缸套與活塞流固耦合熱態變形以及活塞的剛度矩陣，搭建活塞組件的多體動力學模型，計算了不同轉速下缸套主、次推力面的受力變化，額定功率工況下(其余轉速略)隨曲軸轉角變化關系見圖6(c)、6(d)。

基于EXCITE-Powerunit軟件，考慮滑動軸承的油膜壓力分布、油膜厚度分布、表面粗糙度影響以及軸承彈性變形之間相互耦合關系，建立了曲柄連桿機構多體動力學模型，計算了不同轉速下五個主軸承的載荷變化，額定功率工況下(其余轉速略)隨曲軸轉角變化關系見圖6(e)～6(i)。

圖6 額定功率工況主要激勵隨曲軸轉角變化關系 Fig.6 The relationship between the main excitation of the rated condition and the change of the crank angle

3 不同載荷激勵對發動機振動與噪聲的影響

為了研究不同激勵對于發動機振動及噪聲的影響，計算的具體方案見表4，燃氣壓力代表通過曲柄連桿機構作用的軸承負荷；閥系載荷屬于直接作用于發動機上的力，主要包括氣門坐落力、氣門彈簧力以及凸輪軸軸承力；活塞側擊力由活塞動力學模型計算所得。應用EXCITE-Powerunit軟件建立整機非線性多體動力學模型，分別加載缸內氣體壓力、主軸承載荷、閥系載

荷、活塞敲擊力等激振力，進行不同激勵對整機振動及噪聲的仿真分析。分別選取氣缸蓋罩、機體主次推力面、機體前端齒輪室殼以及后端飛輪殼、油底殼上的點為重點分析的特征點，所選的點見圖7。

表4 不同激勵施加方案Tab.4 Different excitation schemes

圖7 發動機機體表面評估點分布 Fig.7 The assessment point distribution on the surface

3.1 發動機表面振動響應試驗

為驗證仿真分析的多體動力學模型的準確性，在額定轉速2 400 r/min工況下進行了的發動機表面振動臺架測試。在整機表面選擇9個測試點，振動測試系統主要包括LC0101加速度傳感器、NI數據采集卡、基于Labview軟件搭建的數據采集與分析軟件、PC機等。采集測試點的時域信號，變換到頻域下的加速度級與多體動力學計算獲得的頻域加速度級進行對比，以氣門室罩測點與機體主推力側測點為例，測試值與計算值對比見圖8。由于模型搭建時并未充分考慮各連接副以及全部機械載荷的激勵影響，仿真計算所得的振動頻響值與測試所得的結果略有差異，但仿真結果與測試值二者變化趨勢一致，說明該整機多體動力學模型可用于進行發動機振動分析。

(a)氣門室罩51000002點

(b)機體主推力側51000013點圖8 不同測試點仿真計算值與測試值頻響加速度級對比 Fig.8 The difference of acceleration level between test and simulation result

3.2 不同載荷激勵對發動機振動的影響

在額定轉速工況下，提取氣缸蓋罩、機體主/次推力面、油底殼點的振動速度頻譜，分別見圖9～12。圖9為氣缸蓋罩51000002點的振動速度頻譜，可以看出，在頻率為0～1 000 Hz范圍內，氣缸蓋罩不同載荷方案的表面振動速度相差較小；振動最大值出現在80 Hz位置；由計算的該機型額定轉速工況的基頻為40 Hz，說明二階諧次運動對氣缸蓋罩振動速度級影響較大。1 000～3 000 Hz范圍內，閥系載荷施加對氣缸蓋罩振動速度級影響較小，由于閥系載荷屬于中高頻激勵，閥系載荷的加載后，發動機在高頻區域振動速度級小幅增加，但由于閥系載荷加載時間相對短暫，因此加載閥系載荷后發動機的表面振動加速度級相對于只加缸壓數據時增加4 dB。1 000 Hz～3 000 Hz范圍內，加載活塞側擊力后，發動機表面振動速度級明顯增加，增加幅度最大為10 dB，說明持續的活塞二階運動激勵對于發動機頂部振動影響較大。

圖9 氣缸蓋罩51000002點振動速度級 Fig.9 The vibration velocity of point 51000002

圖10為額定工況下發動機次推力面51000005點振動速度級。可見：在頻率為0～600 Hz范圍內，不同載荷方案對次推力面表面振動速度影響較小；在頻率為600～3 000 Hz范圍內，缸內燃氣壓力載荷與閥系載荷施加對次推力面振動速度級影響較小，而活塞側擊力加載對次推力面速度級影響明顯，平均增加幅度24 dB左右。

圖10 機體次推力面51000005點振動速度 Fig.10 The vibration velocity of point 51000005

圖11為額定轉速工況下發動機主推力面點51000013振動速度級，可見：當激勵僅為燃氣壓力時，該點振動速度級在整個頻段內相對較小，其中，在中心頻率為100 Hz、125 Hz以及315 Hz時，其振動速度級較其它兩方案的大。加載閥系載荷后，相比施加燃氣壓力載荷平均增加1 dB。施加活塞側擊力后，在頻率為1 000-3 000 Hz范圍內，主推力面點振動速度級增加幅度較大，平均增加幅度達到9 dB。

圖11 機體主推力面51000013點振動速度 Fig.11 The vibration velocity of point 51000013

圖12為額定工況下油底殼上51000018點振動速度級變化，可見：加載閥系載荷后該點平均振動加速度增加0.8 dB，說明閥系載荷對于油底殼的振動影響較小。加載活塞側擊力后，在頻率為1 000～3 000 Hz范圍內，平均振動速度級增加7.3 dB，活塞側擊力對于油

圖12 油底殼51000018點振動速度 Fig.12 The vibration velocity of point 51000018

底殼中高頻振動影響較大。綜上所述，閥系載荷對于以上特征點的振動速度級影響較小，活塞側擊力載荷對以上特征點的中高頻振動速度級影響較大。

以500 Hz、1 000 Hz、2 000 Hz為倍頻程中心頻率，提取不同方案發動機表面振動速度級云圖分別見圖13～15。圖13為倍頻程中心頻率為500 Hz時不同方案整機表面速度級，可見：不同載荷施加方案的發動機上部與下部殼體件振動速度級相對較大，機體中間部位振動速度級相對較小。發動機加載閥系載荷后，對氣缸蓋罩與油底殼該頻段振動速度級影響較大，振動速度級明顯增加，機體前端及中部位置振動速度級也小幅增加，加載活塞側擊力載荷后，機體中部位置表面速度級增加較為明顯。

圖14為倍頻程中心頻率為1 000 Hz時不同方案整機表面速度級，可見，閥系載荷以及活塞側擊力加載后，發動機機體中部1 000 Hz頻段振動速度級明顯增加，活塞側擊力對于機體中部及油底殼的表面速度影響較大。

圖15為倍頻程中心頻率為2 000 Hz時不同方案整機表面速度級，可見，閥系載荷的加載對于發動機表面該頻段的振動速度級影響較小，而活塞側擊力加載后，該頻段發動機表面振動速度級明顯增加。

圖13 倍頻程中心頻率為500 Hz時不同方案表面速度級 Fig.13 The velocity level of the block surface at 500 Hz under 1/3 octave band

圖14 倍頻程中心頻率為1 000 Hz時不同方案表面速度級 Fig.14 The velocity level of the block surface at 1 000 Hz under 1/3 octave band

3.3 不同載荷激勵對發動機噪聲的影響

分別提取不同轉速不同激勵方案下油底殼、氣缸蓋罩、齒輪室殼、機體平均輻射聲功率(頻率分布為500 Hz～3 000 Hz)，分別見圖16～19。圖16為為油底殼平均輻射聲功率圖，可見，隨著閥系載荷、活塞側擊力的施加，油底殼表面輻射聲功率呈現增加的趨勢。怠速工況下，三種方案的油底殼表面輻射聲功率級差異較大，轉速增加后，加載閥系載荷前后對油底殼表面輻射聲功率級影響基本相同，但加載活塞側擊力后油底殼輻射聲功率級明顯增加，中低轉速平均增加15 dB，中高轉速平均增加5.1 dB，說明中低轉速加載活塞側擊力方案對對油底殼的噪聲影響較大。

圖15 倍頻程中心頻率為2 000 Hz時不同方案表面速度級 Fig.15 The velocity level of the block surface at 2 000 Hz under 1/3 octave band

圖16 油底殼不同方案不同轉速下表面輻射聲功率級 Fig.16 The sound power level of the oilpan under different case and speed

圖17為氣缸蓋罩不同轉速不同方案下輻射聲功率級，可知，隨著閥系載荷、活塞側擊力的施加，氣缸蓋罩表面輻射聲功率呈現增加的趨勢。低轉速下各方案影響差異大，中高轉速下，各方案影響差異變小。怠速工況下，三種方案的氣缸蓋罩表面輻射聲功率級差異較大，發動機在轉速為1 600 r/min和2 400 r/min時，閥系載荷施加對氣缸蓋罩輻射聲功率級影響較大，其它轉速下活塞側擊力載荷施加對氣缸蓋罩輻射聲功率級影響較大。

圖17 氣缸蓋罩不同方案下聲功率級 Fig.17 The sound power level of the head cover under different case and speed

齒輪室殼不同方案、不同轉速下表面輻射聲功率級如圖18，可知，低轉速下各方案影響差異大，中高轉速下各方案影響差異變小。隨著轉速的增加，齒輪室殼表面輻射聲功率呈現增加的趨勢。

機體不同方案、不同轉速下表面輻射聲功率級見圖19，可知，機體表面輻射聲功率級變化趨勢與齒輪室殼表面輻射聲功率級變化趨勢一致。低轉速下各方案影響差異大，中高轉速下各方案影響差異變小。隨著轉速的增加，機體表面輻射聲功率呈現增加的趨勢。

圖18 齒輪室殼不同方案下聲功率級 Fig.18 The sound power level of the gear box under different case and speed

圖19 機體不同方案下聲功率級 Fig.19 The sound power level of the block under different case and speed

4 結 論

(1)隨著載荷激勵的施加，發動機表面振動速度級也相應的增加；加載閥系載荷后，發動機在高頻區域振動速度級小幅增加，不同頻率下的振動速度變化趨勢與單純加載氣缸燃氣壓力方案基本一致；加載活塞側擊力后，氣缸蓋罩、油底殼以及主次推力面點的表面振動速度級明顯增加，活塞的二階運動激勵對于以上特征點的中高頻振動影響較大。

(2)加載閥系載荷后，對整機500 Hz、1 000 Hz頻段的振動速度級影響較大，振動速度級明顯增加。加載活塞側擊力載荷后，機體中部表面速度級增加較為明顯，活塞側擊力的施加對發動機2 000 Hz頻段的振動影響較大。

(3)不同轉速、不同激勵方案下輻射聲功率級分析表明：隨著載荷激勵的增加，各部件的表面輻射聲功率級基本呈增加趨勢；低轉速下各方案影響差異大，中高轉速下各方案影響差異變小。閥系載荷的加載對氣缸蓋罩噪聲功級影響較大，活塞側擊力是各主要殼體件怠速機械噪聲的主要影響因素

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