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柴油机结构振动和辐射噪声特性研究


第5期(总第202期) 2012年10月

车用发动机
VEHICI。E ENGINE

NO.5(Serial No.202)
()e1.201 2

柴油机结构振动和辐射噪声特性研究
景国玺1,任
恒2,张儒华l,宋

英。,李洪武4,崔随现j

1 3002;

(1.中国北方发动机研究所,山西大同03703(;;2.中国人民解放军73027部队,浙江湖州

3.山西新华化.y-有限责任公司,山西太原030008;4.解放军驻617厂军事代表室,内蒙古包头01 4032;
5.装甲兵驻61 6厂军事代表室,山西大同037036)

摘要:集多体动力学方法、有限元方法、声学边界元方法于一体,对某柴油机结构振动和结构辐射噪声特性系 统地开展了数值预测和分析工作。通过模态试验数据修正了发动机各部件及组合结构有限元模型,确保了有限元 模型的合理性。由计算所得发动机结构表面的振动速度值和试验值变化趋势一致,在部分频率段吻合较好。基于
表面振动速度法通过Matlab编程获得了各部件的声功率级及其排序,能够有效地指导低噪声设计工作。通过有

限元和边界元方法分别对不同激励2E.况下发动机结构振动响应和声学响应进行了预测,通过分析可知。在低频段 范围内活塞激励和燃烧激励相对阀系激励对整机辐射噪声的影响大.高频段辐射噪声主要集中在1 段,其中,阀系激励对该频段范围内辐射噪声的影响较大。
关键词:柴油机;结构振动;辐射噪声;多体动力学
DOI:10.3969/j.issn.1001-2222.2012.05.009
700

Hz左右频

中图分类号:TK421.6

文献标志码:B

文章编号:1 001

2222(201 2)05 0038 06

对于发动机振动噪声控制而言,改善现有发动 机振动声学特性比较困难,通常受到结构空问等因

行缩减,以提高计算效率,节约汁算成本。通过多体

动力学计算同时可以得到结构表面关键点的振动响
应时域曲线,进而基于Matlab软件采用表面振动速 度法对各个部件的声功率级进行快速排序,能够快 速指导振动噪声改进设计工作。

素限制,同时会增加发动机成本。如果在发动机设

计初始阶段就考虑低振动低噪声要求,从结构设计
和激励传递途径角度出发开展设计工作,是从根本
上改善发动机振动噪声特性的有效途径。在发动机

前期开发过程中,以计算机技术为基础的数字化仿 真分析方法已广泛应用于发动机结构振动噪声分析
中[“。本研究集多体动力学法、有限元法、声学边界 元法于一体,系统地对某发动机结构振动和结构辐

射噪声特性进行了数值预测和分析,并开展了相关 试验研究。

图l

发动机结构振动和辐射噪声预测流程

发动机振动噪声预测方法
发动机振动噪声预测工作的主要流程见图1,

将多体动力学计算所得载荷加载在有限元模型

上,采用模态法进行结构振动响应预测,最终得到不
同频率下结构表面振动响应的大小及分布规律,另 外,将结构振动响应结果作为声学计算的输入边界, 基于边界元法对结构辐射噪声进行了预测和分析,

主要包括发动机多体动力学分析、结构振动响应分 析和结构辐射噪声分析三部分内容,其中多体动力
学分析是开展振动噪声预测的基础。考虑发动机重 要部件为线弹性结构,各部件之间通过非线性连接 副连接,在外部载荷的作用下,通过多体动力学方法 可获取发动机各运动副内在的动态载荷,为进一步 预测发动机结构表面振动响应提供了重要边界条

可为发动机低振动低噪声设计提供指导。

2发动机多体动力学分析
2.1

多体动力学基本理论 在发动机多体系统中,发动机各个部件的总体

件。在多体动力学分析时,结合自由模态试验结果 对有限元模型进行标定,从而保证有限元模型的可
靠性。另外,采用子结构缩减技术对有限元模型进
收稿日期:2012
07

运动性能必须加以考虑。这些部件包括具有平移运
动的部件(如活塞),作周期性转动的部件(如曲轴),

兼具两种运动的部件(如连杆)以及没有总体运动的

05;修回日期:2012—10

08

作者简介:景国玺(1984),男,博士,研究方向为发动机虚拟设计技术;okjgx@l 63.corn。

万方数据

2012年10月

景国玺,等:柴油机结构振动和辐射噪声特性研究

部件(如固定的发动机缸体)等。数学模型必须能够

描述所有这些属性以及这些部件自身的弹性振动。 各个部件满足如下振动方程式:

M?彳+D?q’+K?q一厂4’+/‘+P。。(1)
式中:M为质量矩阵;q为归一化位移向量;D和K
分别为线性弹性体结构的阻尼矩阵和刚度矩阵; 厂曲为外部载荷;厂。为非线性连接符作用力;P’为

非线性惯量项,是在固定的参考坐标系中将动量和
角动量方程从总体到局部转换的结果。 2.2有限元模型建立及模型验证 曲轴系有限元网格模型见图2,曲轴采用8节 点六面体网格,共有94 704个单元,模型包括曲轴、 飞轮、正时系驱动齿轮和减振器。发动机整机固定 件有限元模型见图3,网格类型主要以8节点六面 体为主,各个部件之间通过耦合约束单元连接。

图3发动机整机结构网格

为确保有限元模型的准确性,通过模态试验方 法对各部件及组合结构模型进行了校核,其中的组 合结构包含气缸体、气缸垫、缸头、主轴承及连接螺

栓等部件。自由模态试验时,测试对象采用弹性绳 索自由悬挂,采用多点输人多点响应方法进行了结 构传递函数测量,采用集总参数方法进行了模态识
别,得到了结构固有频率。对发动机主要部件和附

件系统均进行了模态验证工作,其中部分零部件计
算值和试验值对照见表1,各部件或组合体前10阶

固有频率计算值与试验值偏差较小,除部分零部件
的个别模态外多数固有频率计算值相对试验值误差
图2

曲轴系网格模型
表1

基本控制在5%以内。
各部件及组合结构固有频率对比
第4阶
710
728
2.5 l 523

名称

固有频率

第1阶
291
300 3.0

第2阶
409 425
3.8 953

第3阶
682
690

第5阶
817 835
2.2 l 649

第6阶
989
1 000

第7阶
1 157
l 185

第8阶
1 286
1 310 1.8 1 855

第9阶
1 679
1 745

第10阶
1 981 2 035 2.7 2 030 2 053 1.1 4 589 4 693 2.2 2 045 2 109 3.O 541 546 0.9 2 356 2 378 O.9 1 944 1 980 1.8

计算值/Hz
曲轴

试验值/Hz 相对误差/% 计算值/Hz

1.2 1 225

1.1 1 758 1 658 6.0

2.4
1 833

3.8
1 905

628 626
0.3 l 166

气缸体

试验值/Hz
相对误差/%

955
0.2 1 416

1 262
2.9 1 773

1 533
O.7

1 634
O.9 2 821

1 820
O.7

1 859
O.2

1 978
3.7

计算值/HZ
缸盖

2 583 2 652 2.6 1 100 1 115 1.4 366 351
4.3 1 056 1 022

3 059
3 104 1.4

3 335
3 286 1.5

4 087
4 039

4 319
4 204

试验值/Hz 相对误差/% 计算值/Hz

1 193 2.3
710

1 361
4.0

1 860
4.7

2 707
4.2

1.2 1 620 1 670
3.0

2.7 1 747 1 816 3.8 522 525 0.6 2 232 2 276 1.9 1 873 1 858 0.8

865 804.1 7.6 260 282 7.8 840 840
0.0 905

1 010 1 047 3.6 332 316.5
4.9 911 957

1 202 1 227 2.O 382 414 7.7
1 129
1 151

1 350 1 388 2.8
433

1 560 1 589 1.8 474 476
0.4

缸盖罩

试验值/Hz
相对误差/%

717 1.0
227

计算值/Hz 油底壳 试验值/Hz 相对误差/% 计算值/Hz 进气歧管 试验值/Hz 相对误差/% 计算值/Hz
组合结构

497 489 1.6 2 175 2 092 4.0
l 761

225.3 0.8
635

424 2.1
1 237

2 101 1 901 10
1 724 1 707 l-O

594 6.9
593 574 3.4

1 197 3.3
1 570

4.8 l 195

3.3
1 452 l 416 Z.5

1.9
l 547 l 551 O.2

试验值/Hz 相对误差/%

907
O.3

1 794 1.9

万方数据

车用发动机

2012年第5期

2.3激励载荷特性分析

系统中各构件上的平衡关系,并考虑系统中的阻尼、

在发动机多体动力学计算时考虑的外部激励源 主要有气体激励、活塞敲击激励和阀系激励,同时在
飞轮端施加反向平均扭矩。通过试验测量获得了标 定转速下缸内气体压力曲线,进而乘以活塞投影面 积得到活塞顶部承受的气体力,假定各缸气体力大 小相等,按照发火顺序依次作用在各缸活塞上,各缸 气体压力曲线见图4。
1 日I

间隙、脱离、落座等各种因素,通过计算得到了气门 的实际运动规律。进行发动机多体动力学计算时,
主要考虑的阀系激励有凸轮轴承力、气门落座力、摇 臂轴承力和弹簧力,图6示出1缸进气门落座力、进

气门摇臂轴承力和靠近发动机前端的凸轮轴对轴承
的作用力随曲轴转角的变化规律。从图中可知,气

门落座力和摇臂轴承力呈现冲击载荷特性,各缸进排

气门组部件的工作特性对凸轮轴轴承力有重要影响。
1-5

厶 譬

1.O





0.5





杂0

鉴篡
一1.5

曲轴转角妒,(。)

-2.O -2.5

图4各缸燃气压力

曲轴转角‘p,(o)

考虑气体力和往复惯性力激励以及曲柄连杆机 构的运动规律,活塞与缸套之间的侧向力可通过运 动学计算得到,但由于没有考虑活塞体为弹性体和 配缸间隙等因素的影响,计算所得侧向力仅为准静
态载荷。通过建立活塞动力学模型,计算获得了活 塞对缸套的敲击力,其与运动学计算得到的准静态 力共同构成活塞对缸套的侧向力,活塞对缸套的侧 向力随着曲柄转角而变化且作用在主副推力侧缸套 不同高度的位置,图5示出考虑敲击力的1缸总侧 向力,图中作用力沿主推力侧为正,从图中可以看 出,活塞侧向力明显呈现敲击特性。多体动力学建 模时,按照一定相位分别在各缸主副推力侧缸孔不 同高度位置加载活塞对缸套的作用力。
15 10

图6

阀系激励随曲轴转角的变化


3.1

多体动力学计算结果分析
结构表面振动响应模拟值与试验值对比分析 为了验证结构振动数值预测结果的合理性,在

台架上对该发动机进行了相关振动测试工作。试验
时在发动机缸盖罩、进气歧管、缸盖、气缸体、油底壳

等部件表面布置有压电式加速度传感器,传感器有
效频率响应范围为0~10 kHz,测量时信号采样频 率为10.24 kHz,发动机运行工况为3
负荷工况。
600

r/min满

本研究多体动力学计算基于AVL Excite软件
平台进行,图7示出仿真与试验对比测点示意,限于



篇幅仅选取5个测点进行对比分析。图8示出仿真

芝 R 厘



结果与试验实测结果的对比,仿真结果频率间隔约
为5 Hz,试验结果频率间隔为2.5 Hz,图中横坐标

罨0
-5

为频率,纵坐标为速度级,速度级计算基准值为
曲轴转角‘p,(。)

1E一9 m/s。由于信号频谱分析时存在能量泄漏,

图5侧向力随曲轴转角的变化

由于配气机构各部件之间存在间隙,在惯性力、 气门弹簧力和前端传动系输人激励波动的影响下,
各部件产生自身振动的同时引起对支撑轴承孔的激

测点I 测点2

测点3

励,同时气门落座时引起对座圈的冲击,激励传递到 气缸盖表面引起结构表面振动,进而诱发结构辐射
噪声。由阀系激励引起的机械噪声称为阀系噪声,

其对发动机整机噪声有重要影响。本研究建立了整 机多阀系动力学计算模型,模型中根据作用在弹性
图7试验与仿真测点示意

万方数据

2012年10月

景国玺,等:柴油机结构振动和辐射噪声特性研究

不同窗函数的选取对计算结果影响较大口],模拟值 与试验值对比时,主要考虑其分布规律和峰值响应
对比情况,曲线中低谷无对比性。 图8a示出缸盖罩部件侧面某测点对比情况,从

星{。68

鐾100
剥60
0 150

300

450

600

750

900

1 050 l 2()0

1 3501 500

频谱图中可见,模拟值与试验值变化趋势基本一致,
2,4,6强谐次对应较好。在l
000

Hz到1

500 Hz

频段范围内,二者在峰值上存在一定差距,这主要与
输入激励和边界条件有关。图8b示出进气歧管部

熏黑醴迹丛燮燮巡巡巡地必
频率/Hz

∞l∞r =140『

一模拟值
试验值

l 500

1 800

2 100

2 400

2 700

3 000

频率,Hz

d缸体裙部测点4

件对比情况,从图中可见,二者在分析频段范围内变 化趋势一致,2,4,6谐响应峰值非常接近,其他频段 峰值响应有一定差异,但整体吻合较好。图8c示出 缸盖某测点振动频谱,在600 Hz以下频段和


罢j。68

譬100
蚓60 频,f4Hz

500~2 200 Hz频段范围内二者峰值较为接近,但

望i4600

在其他频段峰出现较大差异,且仿真模拟值较实测

譬100
捌60
I 500 I 800

值低8 dB左右,这主要与缸盖和缸体的连接边界条 件或激励特性有关。图8d示出缸体部件某测点对
比情况,从图中可见,在700~1
500

2 100

2 400

2 700

3()00

频率/Hz e油底壳N,qJ,5

Hz频段范围内

图8模拟值与试验值对比

仿真值与试验值存在一定差距。图8e示出油底壳 部件某测点对比情况,从图中可见,在分析频段范围
内二者峰值吻合较好。
∞1

从上述对比可知,发动机各部件振动速度级模 拟值与试验值整体变化趋势基本一致,在局部频段
峰值响应有一定差距,总体来说,多体动力学预测结 果合理,能够反映发动机真实振动情况。
3.2






鐾?
频率,Hz

发动机结构表面振动速度级排序

研究表明∞。5],发动机结构表面振动与结构辐射
噪声有密切的联系,可通过结构表面振动速度的均

望:4060

嚣100
剖60
500
1 800 2100 2 400

方值来表示结构辐射噪声。结构辐射噪声的声功率
2700
3 0013

级可定义为
L。(A)一10 lg(p。cS rad)+lo lgarad+
10

频,铽/Hz

a缸盖罩测。t阳
∞160

lg<Uj(/1)>一10 lg(W一)一A。

(2)



140

鐾100
喇60


式中:胁c’为声传播介质的特性阻抗;S州为结构声

辐射表面积;%。为声辐射效率;Ui(厂)为法向振动
150 300 450 600
750

900

1 050 1 200

l 350 l 500

羹1:隧巡巡迹巡熊醚幽迹嗌
萼:般[

频率,Hz

速度的平方对时间及振动表面的平均值;W州为参

三140}l

一模拟值

蕊播
3 000

考声功率,一般取值为10E一12 W;△为A计权网
络的衰减量。 式(2)中,Uj(.厂)直接由多体动力学计算结果

l 500

1 800

2100

2 400

2 700

频率/Hz

h进气歧管测点2
∞160

或试验结果得到,除声辐射效率外其他参数均为已 知值。声辐射效率%a的取值在0~1之间,研究表
明,内燃机工作时其声辐射是以刚体振荡形式和波 动振荡形式同时进行,频率每增加lo倍,它们的辐 射效率增加30 dB,直到临界频率处。基于以上假

三140

萋100
到60
0 I 50

300

450

600

750

900

l 050 l 200 I 350 l 5()0

频率/Hz

要j4060

设,发动机部件的声辐射比可由下式计算:
l 500 1 800 2 100 2 400

蓬100
删60
2 700
300t3

巧=J

f(f/f。)。


f<f。


频率/I-1z r缸盖测点3



L3 J



厂≥.厂。。

通常,缸体、曲轴箱、变速箱体等结构件临界频

率在800

1 000

Hz,对于进排气管、空滤器等相对

万方数据

车用发动机

2012年第5期

发动机为悬臂布置的零件来说,临界频率有所差异,

底壳左侧振动分布,这是因为振动响应与该频段范 围内零部件自身模态特性有关。从各工况对比可 知,阀系激励对该频段内结构振动的整体分布影响 较大,缸盖罩等薄壁件因其刚度低是发动机整体结 构振动最突出的零部件。

但用于快速进行各部件噪声评估,假定各部件具有 相同的临界频率是可行的,能够满足工程需要[6],本 研究分析临界频率取1
000 Hz。

基于表面振动速度法求结构辐射噪声,通过 Matlab编程求得了发动机主要零部件的辐射噪声 声功率级,进而求得各个部件对总辐射噪声的贡献 量。图9示出各部件所占辐射面积和辐射噪声比

例。从图中可以看出,油底壳所占辐射面积最大,气 缸体次之,而辐射噪声排序依次为油底壳、缸盖罩、 进气歧管等,可见薄壁件对整机结构辐射噪声贡献
量较大。 蝴—口日H口冒■

~趼蝴獬髓㈣粥唧 ,●幔06。0 nH0j



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饥体}n怀水袋‘,乞逃‘t拍[”iri s瓤油nni j嚏骨 ‘ifA“边

-JI

部件名称

删●口曰目瓷 ,0 n80

Ⅶ聊剐m 肺— 瑚…m 鹏

图9各部件噪声辐射面积和辐射声功率所占比例

4发动机结构频率响应特性分析
为考虑发动机不同激励源对整机结构振动和结 构辐射噪声的影响,在有限元模型上单独施加活塞

速度,l¨n1

激励、单独施加阀系激励、单独施加燃烧激励(燃气
对缸盖底部的作用力、气体力和惯性力作用于曲柄 连杆机构引起的主轴承力)、施加前面所有激励,分 别进行了结构表面振动响应预测,得到了相应工况 下的振动速度,为后续声学响应预测提供了输入
边界。

目溪
目辫
燃烧激励(峰值:0.12qmm/‘


声学预测基于LMS Virtual.Lab软件进行,由 预测结果可知,该发动机结构辐射噪声在1 的一个重要因素,因此,对1 600~1
800 700 Hz

左右较为突出,由于结构振动响应是决定声学结果
Hz范围内

搬一~LLEH~囵■

~三墨㈣粼勰㈣呲㈣獬 n幔限nc;n n n 6。

结构表面速度响应按照矢量叠加,并进行几何平均, 得到该频段范围内的平均速度分布,结果见图10。 从图10中可以看出,在活塞敲击激励下,缸体

振动响应峰值分布在缸体中部、缸盖罩、油底壳、前
端水泵壳等区域;在阀系激励下,缸盖罩振动响应最 大;在燃烧激励下,最大响应出现在油底壳前侧局部 区域;在所有激励作用下,结构表面振动响应峰值出 现部位与燃烧激励作用下一致,出现在油底壳前侧,

图10不同激励下发动机表面振动响应云图

5发动机结构辐射噪声特性分析
通过结构频率响应分析获得了结构外表面的振 动速度,以此作为边界元声学仿真分析模型的边界
条件,进而预测结构辐射噪声特性。在声学分析中

但整体分布中,缸盖罩部件振动最为突出。另外,各
工况下相同的是结构振动响应出现部位相似,如油

边界元网格尺寸小于声波波长的1/6倍时,可以得

万方数据

2012年10月

景国玺,等:柴油机结构振动和辐射噪声特性研究

?43?

到较高的精度‘}7。,本模型基准尺寸为15 mm,满足 分析要求,边界元网格见图11。



结束语
详细阐述了发动机整机结构振动和辐射噪声的

计算方法,并基于该方法对发动机结构振动和辐射 噪声特性进行了预测和分析。研究表明,通过自由

模态试验校准后的有限元模型合理,采用多体动力 学计算所得结构表面振动的模拟值和试验值变化趋
势一致,在部分频率段二者吻合非常好。基于表面

振动法能够对发动机各部件辐射噪声快速排序,并 有效地指导工程设计。通过有限元和边界元方法分 别对不同激励工况下发动机结构振动响应和声学响
图11声学边界兀计算网格

应进行了预测,通过分析可知,该发动机高频段辐射
噪声主要集中在1
700

图12示出各工况下通过边界元计算得到的结 构辐射噪声声功率级曲线。从图中可知,在600
Hz

Hz左右频段,阀系激励对该

频段内结构辐射噪声有着重要影响。

以下频段,频谱特性总体呈现尖峰状态,激励特性影
响较大,而在600 Hz以上频段频谱呈现宽幅分布特

参考文献:
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性,主要与振动传递途径、激励特性和结构表面动力
学特性有关。在600 Hz以下频段,活塞激励和燃烧

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图12不同激励下发动机声功率级

Characteristics of Structural Vibration and Radiated Noise for Diesel Engine
儿NG Guo—xil,REN Hen92,ZHANG Ru-hual,SONG Yin93,LI Hong—WU4。CUI Sui—xian5
(1.China North Engine Research Institute,Datong 3.Shanm Xinhua Chemical Baotou 037036,China;2.Unit 73027 of PLA,Huzhou 313002,China;

Co.,Ltd,Taiynan Military

030008,China;4.The

Military

Representative Office of PLA in 617 Factory,

014032.China;5.The
on

Representative Office of Armored Force in 616 Factory,Datong

037036,China)
nu-

Abstract:Based

the multi—body dynamics,finite element

method(FEM)and boundary element method(BEM),the

merical prediction and analysis of structural vibration and radiated noise for diesel engine were studied systematically.The finite

element models of engine components and composite

structure

were corrected with the modal

test

data,which ensured the valid—

ity of model.The calculated vibration velocity values of engine structural surface were in good agreement with the experimental

data in the whole trend and in some frequency bands.Based
value and sorting were acquired through
structure

On

the surface vibration velocity method,the sound power level

Matlab programming,which could guide the low-noise design effectively.The engine

vibration and acoustic responses were further predicted with the FEM and BEM.The result shows that the piston and
on

combustion excites have more influences than the valve train excites

radiated noises in low frequency band.The high fre-

quency noise mainly concentrates in the frequency band of around l 700 Hz,which is influenced more by the valve train.

Key words:diesel engine;structural vibration;radiated noise;multi—body dynamics

[编辑:李建新]

万方数据

柴油机结构振动和辐射噪声特性研究
作者: 作者单位: 刊名: 英文刊名: 年,卷(期): 景国玺, 任恒, 张儒华, 宋英, 李洪武, 崔随现, JING Guo-xi, REN Heng, ZHANG Ru-hua, SONG Ying, LI Hong-wu, CUI Sui-xian 景国玺,张儒华,JING Guo-xi,ZHANG Ru-hua(中国北方发动机研究所,山西大同,037036), 任恒,REN Heng(中国人民解放军73027部队,浙江湖州,313002), 宋英,SONG Ying(山西新华化工有限责任公司,山西太原,030008), 李洪武,LI Hong-wu(解放军驻617厂军事代表室,内蒙古包头,014032), 崔随现,CUI Sui-xian(装甲兵驻616厂 军事代表室,山西大同,037036) 车用发动机 Vehicle Engine 2012(5)

参考文献(7条) 1.杨贵春;牛军;陈茜 基于现代设计方法的柴油机振动特性研究 2010(05) 2.蓝军 频谱分析中数据处理的几个问题 2009 3.郭磊 车用动力总成结构振动噪声的虚拟预测与分析技术研究 2008 4.贾维新 发动机结构噪声和进气噪声的数字化仿真及优化设计研究 2007 5.杨陈 低噪声轻量化单缸柴油机的虚拟设计技术研究 2008 6.刘月辉 基于虚拟技术的发动机噪声控制研究 2003 7.胡圣荣;陈国华 内燃机复杂零件结构分析的实用边界元方法 1999(03)

本文链接:http://d.g.wanfangdata.com.cn/Periodical_cyfdj201205009.aspx


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