发动机振动特性分析与试验(精)

发动机振动特性分析与试验

作者：长安汽车工程研究院 来源：AI 汽车制造业

完善的项目前期工作预示着更少的项目

后期风险，这也是CAE 工作的重要意义之一。在整机开发的前期（概念设计和布置设计阶段），由于没有成熟样机进行NVH 试验，很难通过试验的方法预测产品的NVH 水平。因此，通过仿真的方法对整机NVH 性能进行分析甚至优化显得十分重要。

众所周知，发动机NVH 是个复杂的概念，包括发动机的振动、噪声以及个体对振动和噪声的主观评价等。客观地说，噪声与振动也相互联系，因为发动机一部分噪声由结构表面振动直接辐射，另一部分由发动机燃烧和进排气通过空气传播。除此之外，发动机附件（如风扇）也存在噪声贡献。本文仅考虑发动机结构振动问题，即在主轴承载荷、燃烧爆发压力和运动件惯性力的作用下，对发动机结构振动进行分析以及与试验的对比。发动机结构噪声的激励源主要包括燃烧爆发压力、气门冲击、活塞敲击、主轴承冲击、前端齿轮/链驱动和变速器激励等，这些结构振动又通过缸盖罩、缸盖、缸体和油底壳等传出噪声。

发动机结构振动分析方法简介

图1 发动机结构振动分析方法

如图1所示，发动机结构噪声分析方法包括以下几个步骤：

1. 动力总成FE 建模及模态校核

建立完整的短发动机和变速器装配的有限元模型；对该有限元模型进行模态分析，通过分析结果判断各零件间连接是否完好；通过分析结果判断动力总成整体模态所在频率范围是否合理，零部件的局部模态频率是否合理，若存在整体或局部模态不合理的情况，需要对结构进行初步更改或优化。

2. 动力总成模态压缩

缩减有限元模型，得到动力总成的刚度、质量、几何以及自由度信息，用于多体动力学分析。

3. 运动件简化模型建立

发动机中的部分动件不用进行有限元建模，可作简化处理，形成梁-质量点模型，用于多体动力学分析。其中包括：活塞组、连杆组和曲轴及其前后端。

4. 动力总成多体动力学分析

在定义了动力总成各零部件间连接并且已知各种载荷的情况下，对动力总成进行时域下的多体动力学分析，并对得到的发动机时域和频域下的动态特性进行评判，同时，其输出用于结构振动分析。

5. 动力总成结构振动分析

基于多体动力学分析结果，对整个动力总成有限元模型进行强迫振动分析，得到发动机本体、变速器以及各种外围件的表面振动特性，进行评判和结构优化。

实例分析

1. 分析对象

以一款成熟的直列四缸1.5L发动机为平台，针对其结构振动问题，对其进行结构振动CAE 分析，并与其台架试验结果相比较。发动机的部分参数如下：缸径75mm，冲程85mm，缸间距84mm，最大缸压6MPa。

2. 坐标定义

为了便于以后叙述，对动力总成进行了坐标定义（见图2）。

图2 动力总成坐标系

3. 动力总成有限元建模及模态校核

整个动力总成包括42万节点和54万单元。其中，缸体、缸盖和缸盖罩为六面体单元；油底壳、进排气歧管为四边形壳单元；变速器及支架为二阶四面体单元；其他外围零件则简化为质量点，并通过梁单元与机体相连。图3为其有限元模型，模态分析结果和试验结果如表所示。

图3 动力总成有限元模型

动力总成固有频率结果

通过上表可以看出，CAE分析和模态试验得到的动力总成主要模态结果比较接近，在允许的误差以内。所以，此模型具有可信性，可以用于强迫响应计算。当然，从分析和试验的结果也可以看出，本款发动机的整体弯曲模态偏低，有必要进行结构优化。

动力总成动力学分析

1. 整机台架振动试验

在半消声室中进行整机振动测试（见图4），其中，对多处重要的发动机及其外围部件表面位置安装了传感器。本实例选择了3处传感器位置进行分析，包括变速器支架端（三向传感器）、差速器底部（三向传感器）以及缸体群部中部（单向传感器）。传感器输出为速度信号。试验中测试了发动机在2 000r/min、4500r/min和5 500r/min共3个转速下的振动特性，其中，每个转速下分别对空载、半载和满载进行了测试。

图4 台架及部分传感安装

2. 动力学仿真分析

通过EXCITE Power Unit建立的动力学模型主要包括发动机零部件、零部件间连接和加载载荷信息。动力学模型为非线性系统，其中包括所有的线性零部件和部分非线性的零部件连接。

由于客观条件的限制，加载载荷只考虑了燃烧压力、主轴承载荷，而配气机构载荷、变速器载荷和活塞敲击没有考虑在内。另外，分析得到的结果为动力总成的表面速度，用于与试验结果进行对比。主轴承载荷和气缸爆发压力见图5、图6。

图5 主轴承载荷

图6 气缸爆发压力

计算工况选择发动机满载工况，转速从2 000r/min到5500r/min，每500r/min 计算一次。3．仿真结果与试验结果的比较

（1）变速器支架端振动结果比较

仿真和试验的1/3倍频程结果和Campbell如图7～9所示。

图7 变速器支架端振动结果比较(2 000r/mim)

图8 变速器支架端振动结果比较(5 500 r/mim)

图9 变速器支架端振动结果比较-Campbell

从结果可以看出，X方向上：计算与试验结果都在4 000r/min以上出现宽频带的响应；500Hz 以下的频率范围中，计算与试验同时反映出3.5和5.5谐次的振动响应，幅值接近105dB；250～500Hz范围内，计算和试验的幅值状态也一致；高速下，高频带700～800Hz反映出另一共振区域，但频率稍有差异。

Y 方向上：计算与试验结果都明确反映了2.5谐次的振动响应；4 500r/mim以上，计算与试验结果都明确反映出200～700Hz的宽频带响应，幅值大小也基本一致。

Z方向上：计算与试验结果都明确反映了2谐次和3.5谐次的振动响应；计算与试验结果都明确反映出，Z向振动以300以下的谐频响应为主，在220Hz附近受动力总成弯曲模态的影响，但无明显的共振现象发生。

（2）差速器底部振动结果比较

类似于变速器支架端振动结果的比较，进行差速器底部仿真和试验结果的比较，得到以下结论：各个转速下，除低频外，两者在整个分析频域下都比较接近；低频处的不协调可能是由于悬置橡胶参数的不准确造成的，需要对橡胶参数进行进一步测试。