基于气缸压力和振动传递函数的缸体优化

摘要：为了降低发动机缸体在曲轴作用下的振动,将燃烧激励用4次多项式进行标准化后施加到主轴承盖，用Polymax 算法计算和识别模态试验中缸体的4000Hz 以内振动振型和阻尼建立有限元振动传递模型。

施加3个方向的燃烧激振力，计算缸体表面32个点的振动加速度。

通过计算得出，对
于缸体振动影响最大的Y 方向（从排气侧指向进气侧），其激振时，
响应点的RMS 值降低了2.45dB 。

表明缸体结构优化后，缸体表面振动降低。

在半消声室内测试进、
排气侧噪声，试验结果为进、排气侧1m 噪声总声压级RMS 值降低了2.60dB （A ），表明缸体结构优化后，由于缸体表面振动降低，
进、排气侧的噪声降低。

关键词：模态激振噪声表面振动
中图分类号：TK421+.6
文献标识码：A 文章编号：2095-8234（2020）02-0059-06Optimization of Cylinder Block Based on Cylinder
Pressure and its Vibration Transfer Function
Song Zhaozhe 1，2,Gao Fengjun 1，2,Ning Zhijian 1，2,Chen Qiang 1，
2
1-Great Wall Motor Company Limited (Baoding,Hebei,071000,China)2-Hebei Automobile Engineering Technology &Research Center
Abstract ：Combustion shock waves are transmitted from piston and crankshaft to cylinder block,of which vibration amplitude enlargement will cause noise radiation increase.In order to reduce the vibration of en -
gine block,a finite element vibration transmission model is established to optimize cylinder block.The
combustion excitation is standardized by the fourth polynomial and applied to main bearing caps of the crankshaft.The polymax algorithm is used to calculate and identify the vibration modes within range of 4000Hz and damping ratio in the modal test of cylinder block.The vibration acceleration RMS value of 32
points on the cylinder block surface is calculated in three pared with the origin,the surface vibration of the developed cylinder block decreases.The value of the cylinder block response points de -creases by 2.45dB in the Y direction,which has the greatest influence on the vibration of the cylinder block.It can be concluded that after the cylinder block structural optimization,the surface RMS vibration of the cylinder block decreases.The inlet and exhaust side noise is tested in the semi-anechoic chamber,and the RMS value of the total sound pressure level of 1-meter noise on the inlet and exhaust side de -creases by 2.60dB(A),which indicates that after the cylinder structure is optimized the noise decreases
with the vibration decrease of the cylinder block surface.
Keywords ：Modal;Excitation;Noise;Surface vibration
基于气缸压力和振动传递函数的缸体优化
宋兆哲1，2高锋军1，2宁志坚1，2
陈
强1，
2
（1-长城汽车股份有限公司河北保定0710002-河北省汽车工程技术研究中心）
·振动·噪声·
小型内燃机与车辆技术
SMALL INTERNAL COMBUSTION ENGINE AND VEHICLE TECHNIQUE
第49卷第2期2020年4月Vol.49No.2Apr.2020
作者简介：宋兆哲（1982-），男，硕士，主要研究方向为发动机NVH 控制。

通讯作者：高锋军（1978-），男，博士，高级工程师，主要研究方向为内燃机性能优化。

小型内燃机与车辆技术第49卷
引言
缸体及固定在其上面受其激励的部件所辐射的噪声占发动机表面辐射噪声比重较大，引起缸体振动和噪声的燃烧冲击力频域可分为3个部分：第一部分为低频区域，主要受气缸压力峰值和缸内能量总量影响；第二部分为中频区域，其随着频率线性下降，下降的斜率由缸内压力升高率决定；第三部分为高频区域，所在频率段出现了压力峰值。

主要原因是燃烧室内声腔共振，造成燃烧室内局部压力迅速升高。

共振的产生受燃烧室形状、燃油喷射方式和缸内工质等影响。

Insoo Jung等人分析了燃烧室形状对燃烧室内声腔共振噪声的影响，结果显示，高频区域的频率大于4000Hz[1-4]。

燃烧压力脉动经过活塞传递到连杆，在发动机曲轴上形成扭转振动和弯曲振动，其能量在缸体、正时罩和油底壳辐射产生噪声。

燃烧噪声的高频区域频率在4000Hz以上，能量低，其传递不会产生结构共振，从而不会引起噪声放大[5-7]，所以，只需精确测量缸体结构4000Hz以下的振动模态，计算燃烧激励下缸体结构表面振动，进行优化，降低缸体的振动和噪声辐射水平。

为了在发动机开发早期，预测缸体结构优化后振动和噪声水平的降低程度，将本文所用缸体与标杆机缸体进行比较；计算缸体结构表面振动，用缸体表面振动评价缸体辐射噪声；建立缸体有限元模型，进行模态计算和验证，获得其固有频率、振型。

在模态准确的模型上，将用4次多项式进行标准化后的燃烧激振缸体力施加到主轴承盖上，在3个方向施加激励，在缸体进气侧和排气侧等间隔选取32个响应点，计算所有响应点的表面振动加速度RMS值，并对比结构优化前后的数值。

在此基础上进行试验验证，对缸体优化前后的发动机进行振动噪声测试，验证方法的有效性。

1燃烧过程曲轴激励缸体传递机理
缸内燃烧压力振荡产生振动波，传递过程经过结构而衰减。

燃烧压力振荡产生的噪声级（DCNL）为：DCNL=20log RMS（p DC）×H ij
20×10-12（1）式中：20×10-12MPa为听力截止界限；p DC为缸内燃烧压力信号；RMS为均方根；H ij为发动机传递衰减函数；DCNL的单位为dB。

根据振动波传递路径的传递函数不同，柴油机燃烧激振力依次通过活塞、连杆、曲轴、曲轴皮带轮、缸体和油底壳等主要辐射部位，如图1所示。

结构传递函数和阻尼计算公式为：
h ij（jw）=
N
k=1
∑r ijk（jω-λk）+r*ijk（jω-λ*k）
()（2）
式中：h ij（jw）为响应自由度i与输入自由度j之间的传递函数；N为分析频带内结构动力响应的振动模态数；r ijk为第k阶模态的留数；λk为第k阶模态的极值点；*表示共轭。

极值点表示为：
λk=-ζkωnk+jωnk1-ζk2
√（3）式中：ωnk为第k阶模态的无阻尼固有频率，Hz；ζk为模态阻尼比。

缸体组件为弱阻尼系统，在共振频率点的阻尼可以用3dB法求出。

从传递函数的幅频特性峰值左右两边沿曲线下降3dB取ω2和ω1，即可求出。

ζ=ω2-ω12ωr（4）式中：ωr为幅频曲线峰值对应的频率，Hz。

2缸体组件模型建立
2.1缸体组件模态测试方法
采用力锤激励，激励X、Y、Z等3个方向。

分析带宽为4096Hz，分辨率为1Hz。

对数据进行5次采集，取平均值。

通过实物测量建立试验模型，在LMS 中建立几何缸体测点，流程如图2所示。

测试缸体组件模态参数，和有限元模型参数对比，主要振型误差小于3%，局部振型误差小于7%。

将用Polymax算法计算的阻尼输入到振动计算模型。

图1燃烧振动产生及传递路径
60
第2期
2.2缸体模态计算方法
模型组件包括缸体、主轴承盖、缸套等，利用Ansa 和Hyper mesh 对几何模型进行网格划分，网格为4mm 四面体二级精度单元。

主轴承盖的螺栓质量等效在主轴承盖上，网格单元类型如表1所示，材料参数如表2所示。

进行有限元模态计算时，发动机坐标系定义：+X 方向沿飞轮端指向正时端，+Y 方向从排气侧指向进气侧；+Z 方向沿缸筒指向发动机上端。

2.3
振动噪声响应点选择
为准确测量缸体的振动响应特性，传感器布置为4行4列，在缸体进气侧和排气侧等间隔分布，共32个响应点。

1）响应点命名顺序：将气缸体裙部朝上，序号由小到大，顺序为由前端到后端，先上后下，先进气侧后排气侧，如图3所示。

为使后续响应点按1~32的节点号排列，在前处理软件中需先将响应点重命名，记录节点位置。

2）响应点位置选取：第1层测点位于裙部与油底壳结合面，紧邻缸筒中心线上；第4层测点位于活塞上止点向下30mm 处（活塞敲缸位置），中间2层测点均布排开。

测试时，选取原则为缸体薄弱位置，避开加筋部位，如图4所示的黑色标记点。

平分式和龙门式缸体响应点位置选取原则相同。

2.4燃烧激励施加
发动机运转过程中，缸体受到的主轴承激励为
主要激励源，主轴承激励由气体力与惯性力通过活
塞、连杆和曲轴传递到主轴承而产生。

与主轴承激励相比，活塞敲击激励很小，故采用在主轴承上中心位置施加激励的方式进行激振，计算缸体的表面振动
加速度。

激励点施加位置如图5所示。

燃烧激励可以通过缸内压力时域的激励，获得缸
b ）排气侧17~32点
图4
缸体响应点测量位置
201918172429
30313225
26
27
28
212223a ）进气侧1~16点
16
15
14
13
12
1110
9
876
5
432
1图3响应点命名顺序
宋兆哲等：基于气缸压力和振动传递函数的缸体优化
图2振动信号处理流程
计算模态和传递函数
选择频率100~
4000Hz 范围
结果显示
傅里叶转换信号AD 转换
振动信号
信号噪
声过滤激励信号
表1
网格单元类型
零部件单元数节点数缸体8771501435363主轴承盖1872634936缸套
48474
98316
表2
材料参数
零
部件材料杨氏模量/MPa
泊松比缸体ADC12700000.33主轴承盖QT6001690000.29缸套
HT250
138000
0.26
图5激励点施加位置
排
气侧
进气侧
61
小型内燃机与车辆技术第49卷
体随时间变化的振动位移和加速度以及施加频域的单位燃烧激励和实测的气缸压力曲线[8-11]。

将所测气缸压力曲线转换为频域，选择燃烧激励的低频区域和中频区域，频率范围为0~4000Hz ，用4次多项式5拟合获得标准化的频域气缸压力曲线，如图6所示。

将气缸压力乘以活塞面积，获得燃烧膨胀行程施加在活塞上的力。

PL chamber =b +a 1x +a 2x 2+a 3x 3+a 4x 4（5）式中：PL chamber 为气缸压力频域压力级，dB ；a 1、a 2、a 3、a 4、b 均为拟合系数。

3缸体表面振动计算
3.1
模态振型验证
将建立的有限元模型导入到求解器中进行求解，为了保证强迫响应计算的准确性，模态计算截止频率内的模态阶数应大于强迫响应计算截止频率内模态阶数的2倍。

模态计算的截止频率为6000Hz ，模态阶数为73阶；强迫响应计算的截止频率为4000Hz ，模态阶数为34阶。

前10阶模态频率如表3所示，主要振型误差小于3%。

主要模态振型如图7所示，颜色越深，相对变形
量越大。

一阶扭振模态频率最低，裙部横向弯曲和裙部呼吸模态频率较低，主轴承盖摆动模态阶数较多，
缸筒错动模态频率在2000Hz 附近。

3.2
缸体表面振动计算和评价方法
将测试获得的阻尼输入到振动计算模型，如表4所示。

将大于2000Hz 未识别振型的阻尼设置为1%[12-13]。

根据3个激励方向计算缸体表面振动响应，设定关注频率范围为300~4000Hz ，对测得的所有点噪声响应，用公式（6）计算响应点RMS 值，RMS 值小，则噪声辐射低。

RMS （p noise ）=
1
n
n i =1
∑p i p 0
(
)
2
√
（6）
表3
自由模态频率
阶
计
算频率/Hz
试验频率/Hz
误差/%16426410.1621
20012010.0831********.41412561271 1.19513041319 1.1561
6651680 2.497172717370.908187318900.589
1970
1973
0.9110
2178
2160
1.17
a ）扭转642Hz
b ）裙部横向弯曲1200Hz
c ）主轴承摆动1226Hz
d ）主轴承盖摆动1256Hz
e ）裙部呼吸1970Hz
f ）缸筒错动2106Hz
图7模态频率及振型
图6缸内压力频域激励
50403020100-10
4000
500100015002000250030003500频率/Hz
表4
模态频率及阻尼
模态频率/Hz
模态阻尼比值/%
6410.8712010.7512210.5512710.4113190.3116800.4017370.2018900.1219730.112160
0.28
62
第2期选择3个方向激振，得到的缸体表面振动响应
如图8所示。

从图8可以看出，激振力为X 方向时，响应点的RMS 值为40.59dB ；激振力为Y 方向时，响应点的
RMS 值为48.11dB ；激振力为Z 方向时，响应点的RMS 值为38.56dB 。

在频率为2500Hz 以下，Y 向激振得到的振动加速度响应明显高于Z 向激振。

振动响应占主导地位的模态是缸体整体扭转模态、整体
弯曲振动模态，水套侧壁及裙部对缸体Y 向激振振幅有很大影响，需加强该部位。

4缸体优化对振动的影响分析
与采用龙门式缸体结构、
开式水套、分体式主轴承盖结构的缸体相比，本文所用缸体，裙部横向一阶弯曲振动模态频率、裙部呼吸模态频率以及缸筒错动模态频率相对较低，主轴承盖摆动模态阶数较多[14-16]。

根据模态试验和模态计算，采用对缸体裙部进行加筋处理、对水套侧壁进行加强、对主轴承座进行加宽等方法优化本文所用缸体，提高此缸体的刚度，降低振动噪声水平。

对优化后的缸体，在相同的激励点位置施加相同的载荷，输入相同的模态阻尼比，采集相同的响应点位置，用相同的计算方法和后处理方法进行表面振动加速度计算，然后对优化前后的结果进行对比，如图9所示。

从图9可以看出，优化后的缸体，X 方向激振
时，响应点的RMS 值由40.59dB 下降到40.21dB ，
降低了0.38dB ；Y 方向激振时，响应点的RMS 值由
48.11dB 下降到45.66dB ，降低了2.45dB ；Z 方向激振时，响应点的RMS 值由38.56dB 上升到39.31dB ，升高了0.75dB 。

3个方向中，对于缸体振动影响
最大的是Y 方向，其激振时，响应点的RMS 值降低了2.45dB ，表明缸体结构优化有效。

5缸体优化结果台架验证
在半消声室内，对发动机进行噪声测试，对比缸体优化前后进气侧和排气侧1m 位置的噪声变化，如图10所示，发动机转速由1000r/min 加速至
5500r/min 。

从图10可以看出，优化后的缸体，
进气侧噪声的1m 声压级由85.64dB （A ）下降到83.86dB （A ），降低
了1.78dB （A ）；排气侧噪声的1m 声压级由85.68
dB （A ）下降到82.26dB （A ），降低了3.42dB （A ）。

进、
排气侧1m 噪声总声压级RMS 值降低了2.60dB （A ），
表明缸体结构优化后，进、
排气侧的噪声均降低。

a ）激励X 方向的表面振动加速度结果对比
706050403020
100
-10-20
300
4000频率/Hz
34003000240020001400
1000c ）激励Z 方向的表面振动加速度结果对比
6050403020100
-10-20-30300
4000频率/Hz
34003000240020001400
1000图9
激励3个方向的表面振动加速度结果对比
Curve
300
Hz 4000Hz RMS/dB -9.6232.2340.59-11.12
39.67
40.21
改进前_X 向激振改进后_X 向激振
b ）激励Y 方向的表面振动加速度结果对比
706050403020100
-10
300
4000
频率/Hz
34003000240020001400
1
000改进前_Y 向激振改进后_Y 向激振
改进前_Z 向激振
改Curve
300Hz 4000Hz RMS/dB -8.9941.0048.11-9.01
48.80
45.66
Curve
300Hz 4000Hz RMS/dB -22.7029.0738.56-21.68
31.54
39.31
宋兆哲等：基于气缸压力和振动传递函数的缸体优
化
图8激励3个方向的表面振动加速度
706050403020100-10-20-30-40
3004000频率/Hz
34003000240020001400
1000改进前_X 向激振
改进前_Y 向激振改进前_Z 向激振
Curve
300Hz 4000Hz RMS/dB -9.6232.2340.59-8.9941.0048.11-22.7029.0738.56
63
小型内燃机与车辆技术
第49卷
6结论
建立了发动机缸体计算模型，用模态测试验证
了缸体模型，计算了4000Hz 以内缸体表面振动。

结果表明，优化后，发动机缸体的噪声辐射降低。

1）缸体模态计算及测试对比结果表明，模态振
型计算与测试结果一致，频率误差低于5%。

既保证了模型的精度，又通过模态分析找出了缸体上存在的薄弱区域，并进行优化。

2）建立了缸体表面振动计算和评价方法，包括
激励位置、响应点选择原则及数据后处理方法。

计算
结果为：对于缸体振动影响最大的Y 方向，其激振时，响应点的RMS 值降低了2.45dB 。

表明缸体结构优化后，缸体表面振动降低。

3）在半消声室内，测试了整机状态缸体辐射噪
声。

试验结果表明，缸体结构优化后，
由于缸体表面振动降低，进、排气侧1m 噪声总声压级RMS 值降低了2.60dB （A ）。

参考文献
1Insoo Jung,Jaemin Jin,Hyunkee So,et al.An advanced
method for developing combustion noise through the analysis of diesel combustion [J].SAE Paper 2013-01-1901
2
Broatch A.,Novella R.,Gomez -Soriano J.,et al.Numerical
methodology for optimization of compression -ignited engines considering combustion noise control [J].SAE Paper 2018-01-0193
3
Wei Haiqiao,Wei Jingsi,Shu Gequn,et al.Calculation on cylinder pressure fluctuation by using the wave equation in KIVA Program [J].Chinese Journal of Mechanical Engineer -
ing,2012,25(2):362-366
4
Takayuki Fuyuto,Masahiro Taki,Reiko Ueda,et al.Noise and emissions reduction by second injection in diesel PCCI com -bustion with split injection [J].SAE International Journal of Engines,2014,7(4):1900-1910
5Shanjin Wang,Christophe Chalu,Nicolas Duclaux,et al.Noise optimization of diesel engines with new combustion sys -tems [J].SAE Paper 2009-01-2081
6景国玺，任恒，
张儒华，等.柴油机结构振动和辐射噪声特性研究[J].车用发动机，2012（5）：38-43
7景国玺，郝志勇，
金阳，等.发动机燃烧噪声和活塞拍击噪声的产生机理试验研究[J].振动工程学报2010，23（6）：655-659
8 D.Siano,bustion noise prediction in a small diesel engine finalized to the optimization of the fuel injection strategy [J].SAE Paper 2009-01-2077
9Shanjin Wang,Christophe Chalu,Nicolas Duclaux,et al.Noise optimization of diesel engines with new combustion sys -tems [J].SAE Paper 2007-01-2379
10尤险峰，高锋军，
李保东，等.燃烧噪声二级影响因素对柴油机声品质的影响[J].车用发动机，2015（5）：75-79
11刘建敏，李晓磊，
乔新勇，等.柴油机缸内燃烧激励的振动响应机理研究[J].车用发动机，2014（6）：59-65
12Masaya Miyazawa,Kei Mochizuki,Kondo Takashi.New ap -proaches for reducing crankshaft vibrations in a lightweight and fuel-efficient engine [J].SAE Paper 2016-01-1057
13王义亮，谢友柏.主轴承力作用下的多缸内燃机机体结构动力响应分析[J].内燃机学报，2002，20（5）：237-245
14Hideo Okamura,Susumu Arai.Experimental modal analysis for cylinder block -crankshaft substructure systems of six -cylinder in-line diesel engines [J].SAE Paper 2001-01-1421
15张俊红，王健，
毕凤荣，等.基于EMD 和时频分析的低振动机体结构优化研究[J].振动与冲击，2014，33（3）：117-122
16
王姗，舒歌群，
卫海桥.六缸机缸体加强框对缸体振动噪声的影响分析[J].内燃机学报，201028（6）：525-529
（收稿日期：2019-09-19）
a ）进气侧1m 声压级测试结果对比
1009590858075706560
55
50
10005500
转速/（r ·min -1
）
500045003500300025002000b ）排气侧1m 声压级测试结果对比
100
95908580
757065
60
5550
转速/（r ·min -1
）
图10噪声测试结果对比
Curve
1000r/min 5500r/min RMS/dB （A ）
-92.4585.64
65.3690.76
83.86
Curve 1000r/min 5500r/min RMS/dB （A ）-92.0285.68
63.4889.49
82.26改进前_排气侧1m 声压级
改进后_排气侧1m 声压级改进前_进气侧1m 声压级改进后_进气侧1m 声压级
4000150010005500
5000450035003000250020004000150064。