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1、发动机振动特性分析与试验（精）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八.丄二.二_二：匚丄:运动件简化模型建立动力总成FE建模及动力总成模态校核（结果模态压编动力总成结构撮动分析动力总成力学分析|（结果评判三）1 1!评判n1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
2、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。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
3、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
4、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）。/XhLeft Ci)一
5、FrontRer f 后 J1/nnn rxi1tpJ U L1 LV /FrontBottom冷番Ht 右丿Left (&)图2动力总成坐标系Rear )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3S試验菇果酮200220291思对詛12.眾1.4%2,黑通过上表可以看出，CAE分析和模态试验得到 的动力
6、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
7、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I W* Vi I池山1X)00eaxt&x Q-3QM岸-WUO5SM1DOOO0.3S0.4
8、C.460.5C.55 QA Q.M 册 0.?5 0ATine5|图6气缸爆发压力计算工况选择发动机满载工况，转速从20O0r/min 到 5500r/min,每 5O0r/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 79所示。g就汕白鼻JtT -NrQ*rg H Wfl ymB- W 140TO图8变速器支架端振动结果比较(5 500 r/mim)谿踉曲耳览实gM&H4WV.1A1iHU i iiS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
9、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700800Hz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200700Hz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
10、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。(3) 缸体群部中部振动结果比较 类似于变速器支架端振动结果的比较，进行缸 体群部中部仿真和试验结果的比较可以看出： 大部分分析频率范围内，试验和仿真结果比较 接近。结语 基于有限元及系统动力学耦合方法进行发动机 振动分析，在一定程度上能够有效地、准确地 预测发动机(包括变速器)本身的振动特性。 在没有试验样机的情况下，能够使用该方法结 合AVL-EXCITE和相应的有限元分析软件，对 发动机的振动特性进行正确地预测和合理的优 化工作。该方法可用于整机振级的判定、悬置位置选择及特性校验、振源及传递特性分析等
