新型中速柴油机的振动响应计算与测量分析

减振与降噪
收稿日期:2008203211
新型中速柴油机的振动响应计算与测量分析
杨建国1
,张晓铭2
,陆松华
1
(11武汉理工大学,湖北武汉430063,21镇江中船设备有限公司,江苏镇江212011)
摘　要:建立了6L16/24型中速柴油机的几何模型,划分了有限元网格,计算了轴承力和侧推力等主
要激励力,定义了边界条件,并应用有限元法进行了振动响应分析计算,进行了6L16/24型柴油机的振动测量,有限元振动响应分析结果与振动测试结果对比分析表明:建立的有限元模型合理可行,可用于柴油机的研发。

关键词:有限元法;振动测试;振动响应计算中图分类号:TK42213 文献标识码:A 文章编号:100124357(2008)0320037204
Vi brati on Response Calcul ati on and M easure ment
of a New M edi u m 2speed D i esel Engi n e
Yang Ji a nguo 1
,Zhang Xi a o m i n g 2
,Lu Songhua
1
(11Wuhan University of Technol ogy,Hubei W uhan 430063;21Zhenjiang C ME Co .,L td .,JiangsuZhenjiang 212011)Abstract:The geo metric model of 6L16/24diesel engine is constructed and the finite ele ment model ismesh 2ed,then the main exciting l oads such as bearing -f orce and thrusting f orce are co mputed and the boundary conditi on is defined .Finite Ele mentMethod (FE M )is used t o analyze and calculate vibrati on res ponse,and the calculati on results are co mpared with test results,which sho ws that the finite ele ment model is rati onal and can be applied on the devel opment of diesel engines .
Key wo rds:Finite Ele mentMethod;vibrati on test;vibrati on res ponse calculati on
1　引　言
解决柴油机振动问题可采用理论分析和试验研究两种方法。

采用理论分析方法时,需要建立系统的力学模型,采用数学公式推导获得解析解或通过
计算机获得数值解。

采用有限元分析法(FE M ),通过对振动结构的离散化,考虑合理的边界条件和连接条件,可求解柴油机在复杂激励作用下的振动响应。

采用试验研究方法时,可模拟振动结构的工作条件,施加已知的激励力,测量其振动响应,以验证理论分析结果的正确性,或研究系统的固有特性。

由于测试和分析仪器的不断发展和完善,振动测试已成为一种独立的解决问题方法
[1]。

理论分
析和试验研究方法的相互补充、相互促进,可以解
决柴油机的振动问题。

2　有限元振动响应分析
211　模型建立和材料属性定义
6L16/24型柴油机为MAN B&W 公司设计由镇
江中船设备有限公司生产制造的新型船用中速柴油机。

该机采用了模块化设计技术,系统集成度高,具有布局简单、无管道设计、独立气缸单元等特点。

本文采用野火版Pr o /E2.0软件,建立了柴油机各部件的三维实体模型,最后装配成整机模型。

由于几何模型直接影响分网过程和网格形式,因此几何建模时并不总是完全照搬结构的实际形状,应根据形状和边界条件的特点对结构进行必要的简化、变换和处理,以建立网格划分合理和降低
第30卷(2008)第3期
柴油机
D iesel Engine
Vol .30(2008)No .3
模型规模的几何模型。

考虑到6L16/24
型柴油机的结构特点,本文制定了具体的模型简化处理方法。

(1)忽略了一些局部结构[2]。

由于基于实体模型的柴油机有限元模型是为振动响应分析作准备的,与应力分析、变形分析不同,
它不需了解柴油机局部的特性和应力状况,可以对安装柴油机附件用的凸台、小的螺栓孔、油道、油孔等对整体特性影响较小的局部结构予以忽略。

(2)简化了局部结构的细节。

如对结构结合处的圆角、倒角等细节予以简化,对于整体的振动模态等动力学特性影响小,且这些细节结构网格划分困难大。

(3)忽略柴油机外表面的加强筋。

噪声辐射主要由弯曲振动激励引起,可忽略加强筋对其影响。

(4)螺栓孔的处理。

在实际工作中由于装上
螺栓后局部刚度得以加强,在柴油机模态分析时可以忽略其孔型结构。

而本文中在机体和油底壳相组合的部位,则保留了两者连接的螺栓孔,以便真实地模仿实机工作。

工程几何模型确定以后,须将其转化为合理的有限元模型,这是保证有限元分析质量和精度的关键。

在模型导入和网格划分过程中,可能会出现导入失败或者网格划分失败的情况。

这主要是由于结构非常复杂,三维实体造型的一些细节存在问题或者过细导致失败,这就需要修改实体模型,模型修改繁琐费时。

如果网格划分数量太大,往往不利于计算或者计算无结果。

因此,应在保证精度的前提下,减小模型的规模,这也是有限元建模的基本原则
[3]。

图1为6L16/24柴油机有限元网格模型。

图1　6L16/24柴油机网格模型
零件材料属性定义见表1。

212　边界条件定义
[4][5]
曲柄连杆机构是构成柴油机的基本机构,本文分析了曲柄连杆机构的受力,通过测量的气体压力
示功图(见图2),计算出轴承力和侧推力,经过FFT 变换转化为频域力,作为柴油机频响分析的主要激励力。

表1　零件材料属性定义
零件名称
弹性模量/GPa
泊松比密度/(kg/m 3)
缸套12215
013
7270
缸套环1490137200缸盖1410137800机体150********水套14001257000油底壳20001267850飞轮
200
0126
7850
图2　第四缸示功图
(1)计算轴承力和侧推力
如图3,连杆小端的总作用力P 为周期变化的气体压力P g 和总往复惯性力P j 之和。

连杆小端的总作用力P 可分解为活塞侧推力P H 和连杆推力
P c 。

连杆推力P c 传递至连杆大端,可分解为法向
力P N 和切向力P T ,进一步求出轴承力。

总作用力:
P =P g +P j
(1)
侧推力:
P H =P ・
sin α1/
λ2-sin 2α=P ・
λsin α
1-λ2sin 2
α
(2)
连杆推力:
P c =P /
1-λ2
sin 2
α(3)法向力:
P N =P c cos (
α+β)(4)切向力:
P T =P c sina (α+β)≈P c (sin α+λ/2・sin2α)(5)其中:
β=arcsin (λsin α)(6)λ=R /L
(7)
R 为曲柄半径,L 为连杆长度。

・
83・柴油机 第30卷第3期
图3　受力分析
(2)频域载荷计算
将以上计算得到的时域载荷用快速傅立叶变化转化为频域载荷,计算频段为0～1000Hz,频率分辨率为215Hz 。

其主要频域载荷如下:
a 1缸内气体压力(图4);
b 1轴承力(图5、
6);c 1
活塞侧推力(图7)。

图4　第四缸气体压力幅频图
图5　第四档轴承力水平分力幅频图
图6　第四档轴承力垂直分力幅频
图7　第四缸活塞侧推力幅频图
213　频响分析
(1)计算方法
整机可近似看作是一多自由度的弹性系统,其强迫振动方程为:
[M ]{¨x }+[C ]{ x}+[K ]{x}={F (t )}
(8)结构强迫振动方程求解有两种方法:模态叠加法和直接积分法。

对于大规模问题,利用模态法可使问题规模减小,使数值求解更为高效。

本文采用模态法求解有限元模型。

根据振动理论可知,结构的低阶模态对振动响应影响较大,高阶模态的影响可忽略不计,本文只计算1000Hz 以下的约束模态作为叠加模态,进行整机振动响应分析。

(2)计算工况
稳定工况下,转速:1000r/m in;负荷:75%。

(3)计算参数设置
计算频段为0～1000Hz,步长为5Hz 。

(4)计算结果
图8为在振动频率150Hz 处整机表面振动加速度响应云图。

可以看出,整机各部件中,
振动总体趋势是:缸盖振动最强,从上往下逐步减弱,但油底壳处存在局部振动。

图8　整机表面振动加速度响应云图(150Hz )
3　振动测试
为了解6L16/24型柴油机振动情况,更好地确
・
93・2008年5月 杨建国等:新型中速柴油机的振动响应计算与测量分析
定振动仿真的边界条件,验证有限元模型的准确性,对6L16
/24型柴油机进行表面振动测试。

311　测试系统的构建
根据测试内容,整个测试系统由加速度传感器、SCADAS Ⅲ采集前端及测试软件Test L ab 组成,如图9所示。

图9　测试系统组成
各种信号通过传感器,经过相应的信号调理进入A /D 数据采集卡,以数字信号的形式进入计算机,然后对其进行相应地处理、分析。

加速度传感器:采用B&K 公司4508型传感器。

LMS SCADAS Ⅲ:具有16通道麦克风通道,16通道智能数采通道及两通道转数跟踪,每通道
最高采集频率为20418kHz 。

测试分析软件采用LMSTest .Lab 6.A ,集高速多通道数据采集与试验、分析、电子报告工具为一体,其功能包括数据采集、数字信号处理、结构试验、旋转机械分析、声学和环境试验。

312　测点布置及测试
按照实际要求,在柴油机表面所布点处(如图10)用振动传感器测量振动加速度信号;根据分析要求,设置采集带宽为8kHz,频率分辨率为1Hz,测量了3次平均的振动数据;采用平均方法
采集的数据用于振动信号频域分析。

4　频响分析与测试结果对比分析
・同一工况:1000r/m in,75%;
・采用加速度传感器测量柴油机表面振动时,根据分析要求,设置采样频率为8kHz,频率分辨率为1Hz,测量振动的数据3次平均;
・柴油机有限元振动响应计算中,计算频段为0～1000Hz,步长为5Hz 。

对柴油机表面振动的频谱进行对比,分析振动能量在频率上的分布情况。

图10　测点分布图
图11(a )为油底壳中部振动加速度频谱对比
图。

可以看出,有限元计算和实测结果的幅值在频率上分布趋势基本一致,都在250Hz 附近出现峰
值,计算值与实测值比较接近于1700m /s 2
,且振动能量主要集中在200～300Hz 、500Hz 、700～800Hz 和1000Hz 附近。

图11(b )为机体靠飞轮端处振动加速度频谱
对比图。

对比两图可以看出,实测波形在700～800Hz 和1000Hz 两处附近能量较大,而计算波形能量除了集中在以上两处外,还主要集中在200Hz 处,计算波形幅值较大;而且在1000Hz 附近,实
测波形最大幅值为2000m /s 2
,计算波形最大幅值
为1500m /s 2。

从上述分析可以得到如下结论:
(1)从柴油机表面振动频谱分布看,有限元计算结果与实测结果的能量分布趋势相近,各主要特征频率明显,部分频率的幅值较接近;
(2)实测和计算结果存在误差,但基本反映柴油机的主要振动特征,说明有限元计算模型基本正确,为柴油机结构噪声预测奠定基础。

5　结　论
本文主要研究了6L16/24型柴油机有限元方法频响分析和振动测试。

模型的规模大小和建模的准确性影响到计算的可行性和计算结果的精确性;定义边界条件关系到对现实工作条件模拟的准确性和计算结果的精确性。

振动测试一方面为频响计算提供原始数据(示功图气体压力),另一方面验证了有限元模型的准确性和响应计算的精确性。

通过对比分析,可以看出,两者在一定的频段内吻合得比较好,这一方面证明了有限元模型建立的可行性,
(下转第49页)
・
04・柴油机 第30卷第3期
据要求的试验台架;
(4)根据软件需要制定试验大纲,按照模拟计算和计算对比的要求测量相关数据;
(5)输入有效的数据以保证模型的计算精度;(6)与试验结果进行有效的比较,尤其是要考虑计算和试验的边界条件的一致性;
(7)只有各个环节的计算和试验值趋于一致,其最终结果才是可信的;
(8)在参考机型的模拟计算与实测值接近的
基础上才能进行优化设计。

参考文献
[1]余志生.汽车理论[M ].北京:机械工业出版社.2002.[2]倪计民.汽车发动机原理[M ].上海:同济大学出版社.
1999.
[3]倪计民,叶军.基于整车性能的重型车用发动机优化配
置[J ].内燃机工程.2005,26(2):76-79.
[4]倪计民,叶军,张有,严永华,刘疆.重型汽车传动系结构
参数设计[J ].汽车技术,2005,(7):1-3.
[5]倪计民,单炯毅,叶淑英.轻型车动力总成综合性能评价
体系的构建[J ].汽车技术,2006,(3):30-33.
[6]倪计民.汽车内燃机试验技术[M ].上海:同济大学出
版社.1998.
(上接第40页)
另一方面说明有限元分析方法可用于柴油机的研发设计阶段,以便缩短研发周期,节约研发经费。

(a )油底壳上点A15处 (b )机体上点A6处
图11　振动加速度频谱对比图
参考文献
[1]赵玫等.机械振动与噪声学[M ].北京:科学出版社,
2004.
[2]邓晓龙.内燃机主要部件结构噪声预测及优化控制研究
[D ].武汉:华中科技大学,2004.
[3]杜平安等.有限元法:原理、建模及应用[M ].北京:国防
工业出版社,2004.
[4]周龙保.内燃机学[M ].北京:机械工业出版社,1999.[5]Teruo Nakada .Anu merical app r oach for p ist on secondary
moti on analysis and its app licati on t o the p ist on related noise [J ].S AE972043.
・
94・2008年5月 计维斌等:模拟计算精度分析及与试验技术的协调。