發(fā)動機(jī)振動特性分析與試驗(yàn)

1、發(fā)動機(jī)振動特性分析與試驗(yàn)作者：長安汽車工程研究院    來源：AI汽車制造業(yè)完善的項(xiàng)目前期工作預(yù)示著更少的項(xiàng)目后期風(fēng)險(xiǎn)，這也是CAE工作的重要意義之一。在整機(jī)開發(fā)的前期（概念設(shè)計(jì)和布置設(shè)計(jì)階段），由于沒有成熟樣機(jī)進(jìn)行NVH試驗(yàn)，很難通過試驗(yàn)的方法預(yù)測產(chǎn)品的NVH水平。因此，通過仿真的方法對整機(jī)NVH性能進(jìn)行分析甚至優(yōu)化顯得十分重要。 眾所周知，發(fā)動機(jī)NVH是個(gè)復(fù)雜的概念，包括發(fā)動機(jī)的振動、噪聲以及個(gè)體對振動和噪聲的主觀評價(jià)等。客觀地說，噪聲與振動也相互聯(lián)系，因?yàn)榘l(fā)動機(jī)一部分噪聲由結(jié)構(gòu)表面振動直接輻射，另一部分由發(fā)動機(jī)燃燒和進(jìn)排氣通過空氣傳播。除此之外，發(fā)

2、動機(jī)附件（如風(fēng)扇）也存在噪聲貢獻(xiàn)。本文僅考慮發(fā)動機(jī)結(jié)構(gòu)振動問題，即在主軸承載荷、燃燒爆發(fā)壓力和運(yùn)動件慣性力的作用下，對發(fā)動機(jī)結(jié)構(gòu)振動進(jìn)行分析以及與試驗(yàn)的對比。發(fā)動機(jī)結(jié)構(gòu)噪聲的激勵(lì)源主要包括燃燒爆發(fā)壓力、氣門沖擊、活塞敲擊、主軸承沖擊、前端齒輪/鏈驅(qū)動和變速器激勵(lì)等，這些結(jié)構(gòu)振動又通過缸蓋罩、缸蓋、缸體和油底殼等傳出噪聲。 發(fā)動機(jī)結(jié)構(gòu)振動分析方法簡介 圖1 發(fā)動機(jī)結(jié)構(gòu)振動分析方法如圖1所示，發(fā)動機(jī)結(jié)構(gòu)噪聲分析方法包括以下幾個(gè)步驟： 1. 動力總成FE建模及模態(tài)校核 建立完整的短發(fā)動機(jī)和變速器裝配的有限元模型；對該有限元模型進(jìn)行模態(tài)分析，通過分析結(jié)果判斷各零件間連接是否完好；通過分析結(jié)果判斷動力總

3、成整體模態(tài)所在頻率范圍是否合理，零部件的局部模態(tài)頻率是否合理，若存在整體或局部模態(tài)不合理的情況，需要對結(jié)構(gòu)進(jìn)行初步更改或優(yōu)化。 2. 動力總成模態(tài)壓縮 縮減有限元模型，得到動力總成的剛度、質(zhì)量、幾何以及自由度信息，用于多體動力學(xué)分析。 3. 運(yùn)動件簡化模型建立 發(fā)動機(jī)中的部分動件不用進(jìn)行有限元建模，可作簡化處理，形成梁-質(zhì)量點(diǎn)模型，用于多體動力學(xué)分析。其中包括：活塞組、連桿組和曲軸及其前后端。 4. 動力總成多體動力學(xué)分析 在定義了動力總成各零部件間連接并且已知各種載荷的情況下，對動力總成進(jìn)行時(shí)域下的多體動力學(xué)分析，并對得到的發(fā)動機(jī)時(shí)域和頻域下的動態(tài)特性進(jìn)行評判，同時(shí)，其輸出用于結(jié)構(gòu)振動分析。

4、 5. 動力總成結(jié)構(gòu)振動分析 基于多體動力學(xué)分析結(jié)果，對整個(gè)動力總成有限元模型進(jìn)行強(qiáng)迫振動分析，得到發(fā)動機(jī)本體、變速器以及各種外圍件的表面振動特性，進(jìn)行評判和結(jié)構(gòu)優(yōu)化。 實(shí)例分析 1. 分析對象 以一款成熟的直列四缸1.5L發(fā)動機(jī)為平臺，針對其結(jié)構(gòu)振動問題，對其進(jìn)行結(jié)構(gòu)振動CAE分析，并與其臺架試驗(yàn)結(jié)果相比較。發(fā)動機(jī)的部分參數(shù)如下：缸徑75mm，沖程85mm，缸間距84mm，最大缸壓6MPa。 2. 坐標(biāo)定義 為了便于以后敘述，對動力總成進(jìn)行了坐標(biāo)定義（見圖2）。 圖2 動力總成坐標(biāo)系3. 動力總成有限元建模及模態(tài)校核 整個(gè)動力總成包括42萬節(jié)點(diǎn)和54萬單元。其中，缸體、缸蓋和缸蓋罩為六面體單

5、元；油底殼、進(jìn)排氣歧管為四邊形殼單元；變速器及支架為二階四面體單元；其他外圍零件則簡化為質(zhì)量點(diǎn)，并通過梁單元與機(jī)體相連。圖3為其有限元模型，模態(tài)分析結(jié)果和試驗(yàn)結(jié)果如表所示。 圖3 動力總成有限元模型動力總成固有頻率結(jié)果 通過上表可以看出，CAE分析和模態(tài)試驗(yàn)得到的動力總成主要模態(tài)結(jié)果比較接近，在允許的誤差以內(nèi)。所以，此模型具有可信性，可以用于強(qiáng)迫響應(yīng)計(jì)算。當(dāng)然，從分析和試驗(yàn)的結(jié)果也可以看出，本款發(fā)動機(jī)的整體彎曲模態(tài)偏低，有必要進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化。 動力總成動力學(xué)分析 1. 整機(jī)臺架振動試驗(yàn) 在半消聲室中進(jìn)行整機(jī)振動測試（見圖4），其中，對多處重要的發(fā)動機(jī)及其外圍部件表面位置安裝了傳感器。本實(shí)例選擇了

6、3處傳感器位置進(jìn)行分析，包括變速器支架端（三向傳感器）、差速器底部（三向傳感器）以及缸體群部中部（單向傳感器）。傳感器輸出為速度信號。試驗(yàn)中測試了發(fā)動機(jī)在2 000r/min、4500r/min和5 500r/min共3個(gè)轉(zhuǎn)速下的振動特性，其中，每個(gè)轉(zhuǎn)速下分別對空載、半載和滿載進(jìn)行了測試。 圖4 臺架及部分傳感安裝2. 動力學(xué)仿真分析 通過EXCITE Power Unit建立的動力學(xué)模型主要包括發(fā)動機(jī)零部件、零部件間連接和加載載荷信息。動力學(xué)模型為非線性系統(tǒng)，其中包括所有的線性零部件和部分非線性的零部件連接。 由于客觀條件的限制，加載載荷只考慮了燃燒壓力、主軸承載荷，而配氣機(jī)構(gòu)載荷、變速器載

7、荷和活塞敲擊沒有考慮在內(nèi)。另外，分析得到的結(jié)果為動力總成的表面速度，用于與試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對比。主軸承載荷和氣缸爆發(fā)壓力見圖5、圖6。 圖5 主軸承載荷圖6 氣缸爆發(fā)壓力計(jì)算工況選擇發(fā)動機(jī)滿載工況，轉(zhuǎn)速從2 000r/min到5500r/min，每500r/min 計(jì)算一次。 3仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果的比較 （1）變速器支架端振動結(jié)果比較 仿真和試驗(yàn)的1/3倍頻程結(jié)果和Campbell如圖79所示。 圖7 變速器支架端振動結(jié)果比較(2 000r/mim)圖8 變速器支架端振動結(jié)果比較(5 500 r/mim)圖9 變速器支架端振動結(jié)果比較-Campbell從結(jié)果可以看出，X方向上：計(jì)算與試驗(yàn)結(jié)果都在4

8、 000r/min以上出現(xiàn)寬頻帶的響應(yīng)；500Hz以下的頻率范圍中，計(jì)算與試驗(yàn)同時(shí)反映出3.5和5.5諧次的振動響應(yīng)，幅值接近105dB；250500Hz范圍內(nèi)，計(jì)算和試驗(yàn)的幅值狀態(tài)也一致；高速下，高頻帶700800Hz反映出另一共振區(qū)域，但頻率稍有差異。 Y 方向上：計(jì)算與試驗(yàn)結(jié)果都明確反映了2.5諧次的振動響應(yīng)；4 500r/mim以上，計(jì)算與試驗(yàn)結(jié)果都明確反映出200700Hz的寬頻帶響應(yīng)，幅值大小也基本一致。 Z方向上：計(jì)算與試驗(yàn)結(jié)果都明確反映了2諧次和3.5諧次的振動響應(yīng)；計(jì)算與試驗(yàn)結(jié)果都明確反映出，Z向振動以300以下的諧頻響應(yīng)為主，在220Hz附近受動力總成彎曲模態(tài)的影響，但無明顯的共振現(xiàn)象發(fā)生。 （2）差速器底部振動結(jié)果比較 類似于變速器支架端振動結(jié)果的比較，進(jìn)行差速器底部仿真和試驗(yàn)結(jié)果的比較，得到以下結(jié)論：各個(gè)轉(zhuǎn)速下，除低頻外，兩者在整個(gè)分析頻域下都比較接近；低頻處的不協(xié)調(diào)可能是由于懸置橡膠參數(shù)的不準(zhǔn)確造成的，需要對橡膠參數(shù)進(jìn)行進(jìn)一步測試。 （3）缸體群部中部振動結(jié)果比較 類似于變速器支架端振動結(jié)果的比較，進(jìn)行缸體群部中部仿真和試驗(yàn)結(jié)果的比較可以看出：大部分分析頻率范圍內(nèi)，試驗(yàn)和仿真結(jié)果比較接近。 結(jié)語 基于有限元及系統(tǒng)動力學(xué)耦合方法進(jìn)行發(fā)動機(jī)振動分析，