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摘要：利用有限元法和边界元法预测CY4102BG型柴油机在高负荷工况下的振动及辐射噪声特性,确定出柴油机的高噪声区域,并针对噪声预测结果提出改进设计方案。分析了采用阻尼技术对噪声较高的油底壳部件辐射噪声的影响以及在机体和油底壳之间安装加强板结构对柴油机结构噪声的影响。研究表明,采用这两种措施对于降低柴油机辐射噪声具有良好的效果。
关键词：声学;柴油机;辐射噪声;噪声预测;噪声控制;高负荷
柴油机噪声控制技术的实践表明:由于受到制造工艺、生产成本等方面的限制,改善现有柴油机振动噪声特性的可能性是有限的,所采用降低辐射噪声的措施也是被动的。另外从根源上减小燃烧过程的压力升高率是降低柴油机噪声最根本的措施,但该措施的实施在很大程度上会影响其动力性、燃油经济性、排放等性能指标。在不影响其它性能前提下,通过改进主要噪声辐射源的结构设计,不失为一种有效措施。这就需要对结构噪声进行预测和优化。
采用数值方法预测柴油机结构辐射噪声,只根据柴油机设计图纸就可以进行噪声特性计算,求出辐射噪声分布图,进而对高噪声区域进行结构改进,以低噪声作为目标函数进行多方案优化设计。这样可大大缩短开发周期,节约成本。本文使用有限元法(ANSYS)和边界元法( SYSNO ISE)计算软件对柴油机结构辐射噪声进行数值预测,进而进行结构改进设计并验证其降噪效果。
1 柴油机组合结构有限元模型的建立
根据CY4102BG柴油机的装配情况,首先建立缸盖、机体、缸套、主轴承盖和油底壳的组合结构有限元模型。其中对安装附件用的大部分凸台及尺寸不大的螺纹孔、水孔、油孔都不予考虑。油底壳结构采用壳单元Shell63,其它结构采用实体单元Solid45来建立。其有限元模型如图1所示。 （图片）
图1 柴油机组合结构有限元模型 2 柴油机瞬态响应分析
2. 1 柴油机载荷工况计算
柴油机载荷的确定,对于振动响应分析是个关键。柴油机受力很复杂,为使理论计算可行,有必要对其受力进行简化处理。本文在力求能够反映实际的状况下,考虑柴油机稳态工作状况,以气缸燃气压力对缸套和缸盖的作用力、活塞连杆机构的运动惯性力和曲轴旋转惯性力引起的主轴承力等主要因素,确定柴油机所受的激励力。
2. 1. 1 气缸燃烧压力计算
利用GT2POWER软件模拟出气缸平均有效压力速度特性曲线,如图2所示。从图中可以看出最高平均有效压力工况出现在转速为1500 r /min。当发动机转速在1500 r /min时,此时气体爆发压力峰值为7. 5MPa,图3是1500 r /min高负荷工况下各缸压力曲线。考虑到CY4102BG型柴油机是四冲程柴油机,转速为1500 r /min时,完成一个工作循环的时间T = 0. 08 s,作用于柴油机上的载荷力近似为0.08 s内的周期力,在振动响应计算时,可只考虑一个周期时间作为振动响应历程的计算时间[ 1 ] 。（图片）
图2 平均有效压力速度特性曲线 （图片）
图3 高负荷工况下各气缸压力曲线 2. 1. 2 主轴承载荷计算
主轴承负荷来自于气缸内气体作用力,活塞组往复惯性力和曲轴旋转惯性力引起的主轴承座上的载荷。作用在主轴承上的载荷比较复杂,其总径向力的大小和作用线方向随着曲柄转角的变化而变化。因此为施加力方便,把主轴承上的力P ( t)沿水平和垂直方向分解可得[ 2 ]（图片） 其中, R 为曲柄半径, pg ( t)为气缸内燃烧气体的压力, D为气缸直径, mj 为沿气缸体中心线做往复运动的质量,包括活塞组件的质量以及连杆小端的代替质量, a ( t)为活塞往复运动的加速度,λ为曲柄半径R 与连杆长度L 之比。用到的计算参数:曲柄长度R为59mm,连杆长度L 为192mm,气缸直径D为102mm,活塞组的质量为1. 96kg,连杆组质量为2.24kg,点火顺序为1 - 3 - 4 - 2。
2. 2 载荷的施加
2. 2. 1 气缸燃烧压力的施加
气缸压力载荷分别作用在缸盖底面和活塞顶面上。气缸压力加载在缸盖底面上时采用各缸一个周期的缸内压力函数。由于气缸压力作用在气缸壁上的载荷,随着时间的变化,压力的大小和作用面积都发生变化,因此这里采用瞬时均布加载的方法,根据活塞的行程选择压力作用面积,以活塞上止点为坐标原点,沿气缸中心线向下为X轴正向,则活塞在时刻t所处的位置为（图片） 在瞬态分析计算中,步长的选择是很重要的,既要准确地描述压力曲线的变化,又要考虑到计算的规模和时间,由于采用的是隐式积分算法,可以采用较大的步长[ 3 ] 。同时燃烧噪声和缸内压力升高率密切相关,考虑到压力升高率对燃烧噪声的影响,步长在气缸上止点前40度到上止点后15度采用1度曲轴转角,而在其他时间段采用20度曲轴转角。因此,靠近上止点位置网格划分较密,将每一步时间步长的压力加载到气缸壁表面节点上。
2. 2. 2 主轴承载荷的施加
由于在不同时刻t主轴承负荷P ( t)的大小、作用点和方向都发生变化,因此主轴承周向载荷也随时间而变化。而柴油机主轴承在P ( t)的作用下,形成主轴承油膜压力,其计算要综合旋转效应和挤压效应两方面的因素。并涉及到轴心轨迹的计算问题,因此情况非常复杂,需要一些简化。在简化计算时,假设轴承与轴颈之间的油膜压力周向分布按余弦规律变化,其分布角取2θ[4 ] ,在计算中取θ=π/3。且对称于Px( t)和Py ( t)作用线。由于各缸发火时刻不同,因此每个主轴承受到两侧气缸产生的合力。
2. 3 边界条件的确定
柴油机的机体与缸盖是靠螺栓紧固在一起的,本文采用螺栓和螺栓附近部位两个部件的对应的节点所有方向的位移全部耦合在一起,其它部位仅仅上下方向(UZ)耦合。发动机的油底壳是靠16颗螺栓连接在机体下部的,其前部和后部分别与齿轮室下部和飞轮壳下部相连接。由于考虑到连接的螺栓较多,并且结合面之间存在衬垫,压紧后实现密封,因此本文采用将油底壳与机体之间的连接界面简化为整个结合界面上对应节点在三个方向上位移全部耦合,主轴承盖与机体之间采用螺栓接触面的刚性耦合连接,缸套与机体采用整体刚性耦合连接。按照柴油机实际的安装结构,分别对机体两侧安装部位进行了约束处理,还对机体靠近输出端一侧端面下部进行了完全位移约束。
本文采用直接积分法求解柴油机瞬态振动响应通过计算得出了CY4102BG型柴油机在一个工作循环下的组合结构随时间变化的振动情况。
3柴油机结构噪声预测
在用有限元法对柴油机组合结构进行瞬态响应分析,得到组件的表面节点随时间变化的振动位移之后,通过利用APDL编写的有限元谱分析程序,将其转化成柴油机组合结构表面节点随频率变化的振动位移数据。下面就可以用边界元方法来预测辐射噪声。
3. 1边界元模型的建立
用边界元法预测辐射噪声,首先要建立组合结构的边界元模型,包括边界单元和边界节点。该边界元模型网格的尺寸比较规范,大小比较接近,这样有利于提高边界元法的计算速度和精度。由于建立的边界元模型不是直接从有限元模型提取的结构外表面有限元单元数据,因此需利用插值方法从有限元分析得到的节点振动位移计算出边界元模型节点的振动位移作为边界元模型的边界条件。
3. 2结构辐射噪声计算结果分析
3. 2. 1柴油机的声谱分析
对于柴油机组合结构来讲,考虑到以下几个方面:缸盖和机体在频率为300 - 2000Hz的中频段时,结构振动的响应最大,而且也是人耳感觉最强烈的噪声频率范围;油底壳的噪声在频率为50 - 1000Hz的低频段时起主要作用;该直列四缸柴油机在转速为1500r/min工况下工作,其发火频率为50Hz,因此本文的噪声分析频率取50 - 2000Hz,频率步长为50Hz。由于需要求解柴油机振动表面向外界的辐射噪声,因此本文采用直接边界元法进行辐射噪声计算。
图4显示了柴油机表面具有代表性节点的辐射声压级频谱。从图中可以看出柴油机各部位表面声压级各频率下的分布情况。柴油机表面声压级最高的部位为油底壳。尤其是油底壳的后侧板和后底板,其表面声压级高达120dB 左右,其中后侧板声压级的峰值为450Hz和1250Hz两个频率; 后底板声压级的峰值出现在350Hz和1250Hz两个频率。油底壳前底板由于具有加强筋结构,因此其表面声压级比后底板小5dB左右。从图中还可以看出,相比之下油底壳左侧板大于右侧板的表面声压级。机体的前裙部在低频时表面声压级要大于后裙部,而在高频时表面声压级要小于后裙部。这是因为后裙部的刚度要大于前裙部,其主要共振频率比较高。缸盖的声辐射能量主要集中在1000Hz以下,其表面声压级也较大,在115dB 左右,因此,这个区域是控制缸盖辐射噪声的主要频段。（图片）
图4 柴油机表面节点声压级频谱 3. 2. 2 半消声室的建立
在距地面0. 3m 处加以对称面模拟地面的反射[ 5 ] ,加上对称面,认为在关于对称面的另一端假设一个完全一样的对称的辐射模型,由辐射模型和对称模型发出的声波到达对称面上任意一点时,径向质点速度沿对称面法向的分量都大小相等,方向相反,因而法向合成速度为零,这就是说对称面满足刚性平面边界条件。因此,该对称面的作用相当于将柴油机表面的辐射噪声完全反射,也即与无限大障碍板作用相同,但该模型的优点在于它可采用直接边界元法进行外场求解,避免了共振现象的发生。在距离柴油机各表面1m处添加了场点网格。
3. 2. 3 柴油机声功率计算分析
通过对柴油机的辐射噪声计算,得到了柴油机表面辐射声功率谱和声场的辐射声功率谱,如图5所示。根据该频谱可以得到柴油机表面总的声功率级为118. 4dB,声场的总声功率级为107. 5dB。从柴油机表面辐射声功率谱上看,在350Hz、850Hz和1250Hz时辐射噪声出现峰值,此时的柴油机表面声压级云图如图6 所示。从声场的辐射声功率谱上看,在300Hz、600Hz、850Hz和1250Hz时出现峰值,此时的声场声压级云图如图7所示。这确定了对辐射噪声贡献较大的频率,指出了改进设计的方向。（图片）
图5 柴油机表面和声场的辐射声功率频谱 从柴油机表面声压级云图中看出, 机体在350Hz时表面噪声最高,并且前表面(油泵侧)噪声远大于后表面(排气侧) ,在850Hz时第三缸前后裙部噪声较高。油底壳的后侧板和后底板辐射噪声在各频率下均较大,其中在1250Hz时噪声最高。缸盖在350Hz 时前后表面噪声较高, 其上表面在850Hz时噪声最高。
从半消声室声场云图中可以看出,各声场场点的最大声压级约为100dB。在300Hz时,声场前表面噪声辐射比后表面高,声场上表面声压级均匀分布。而在600Hz、850Hz、1250Hz时靠近缸盖上方的场点区域噪声均较高,其中1250Hz时场点的声压级最大,其最大值为104dB,但缸盖的主要声辐射能量主要集中在1000Hz以下,分析其原因是由于油底壳在1250Hz时噪声很大,通过地面完全反射的结果。（图片） （图片）
图6 各峰值频率下的柴油机表面声压级云图 （图片）
图7 各峰值频率下的声场声压级云图 4 柴油机低噪声结构改进设计
4. 1 阻尼技术对油底壳辐射噪声的影响
金属材料的阻尼值是很低的,钢、铁材料的阻尼因子在为1 ×10-4 - 6 ×10-4 ,而在正常情况下,在一定温度范围内约束阻尼结构的阻尼因子一般在0. 3以上。因此,本文在η = 5 ×10-4 - 0. 5之间选取了0. 0005 (原型) 、0. 005、0. 05、0. 3分别进行其辐射噪声的计算,计算结果包括辐射声功率、油底壳表面声压值等声学特性参数,以分析阻尼增加后其辐射噪声的变化。
为了验证阻尼变化对其辐射噪声的影响,可以采用谐响应分析。采用的激励为在油底壳的底部中间位置施加激励力F,幅值为5. 0N,约束条件为法兰面全部约束。计算时的激励频率从50Hz ～2000Hz,每隔50Hz计算一次。利用位移响应结果,计算得到的辐射声功率结果如8所示。（图片）
图8 η为不同值时辐射声功率频谱 可以看出,随着阻尼的增大, 300Hz以上所有频带上的声功率级都有明显的降低,其中高频噪声降低明显,但降低趋势渐缓,并且高频区域曲线变得平缓,阻尼对衰减高频共振峰有明显的作用。分析油底壳的振动特性可知,油底壳在高频区有很多阶弯曲模态,所以使用高阻尼材料的油底壳高频噪声有明显的降低。而在低于250Hz频率范围的输出声功率基本没有变化,阻尼对低频振动的影响很有限。因此,采用复合阻尼钢板结构对于降低油底壳的辐射噪声具有很好的效果。
4. 2 加强板对柴油机辐射噪声的影响
考虑到为抑制曲轴箱自身较大振动和减少其振动对油底壳的传递,根据实际情况,对CY4102BG柴油机在机体和油底壳之间安装了加强板结构。考察安装加强板结构对柴油机结构辐射噪声的影响。加强板的厚度为8mm,材料采用与机体相同的合金铸铁材料。通过辐射噪声计算,得到了柴油机辐射声功率谱,并与原型相比较。如图9所示。（图片）
图9原型与带加强板模型的辐射声功率频谱 由图9可知,在200Hz以上声功率级都有所降低,其总声功率级降低幅度达到5dB。其中油底壳的辐射噪声得到了有效控制,有效地减少了机体振动对油底壳的传递,这也是柴油机辐射噪声有所降低的主要原因。因此,采用加强板结构对柴油机结构噪声的降低起到了有效的作用。
5结语
(1)利用有限元法和边界元法联合求解的数值方法能够预测出柴油机结构噪声特性。
(2)通过柴油机的声谱分析,可得到柴油机表面具有代表性节点的辐射声压级频谱,从频谱图中可以看出柴油机各部位表面声压级的分布情况。并建立半消声室模型,进行辐射噪声计算,得到柴油机表面辐射声功率谱,确定对辐射噪声贡献较大的频率,并通过柴油机表面和声场的声压级云图,预测出柴油机辐射噪声较大部位,确定出其辐射噪声最为严重的是油底壳结构。
(3)考虑了阻尼技术对油底壳辐射噪声的影响,油底壳采用的是复合阻尼钢板结构,研究表明,随着阻尼系数的增大,高频噪声降低明显,但降低趋势渐缓,并且高频区域曲线变的平缓。采用复合阻尼钢板结构对于降低油底壳的辐射噪声具有很好的效果。
(4)为抑制曲轴箱自身的较大振动和减少其振动对油底壳的传递,在机体和油底壳之间安装加强板结构,研究表明,应用加强板结构以后,在200Hz以上声功率级都有所降低,其总声功率级降低幅度达到5dB,其中油底壳的辐射噪声得到了有效控制,有效地减少了机体振动对油底壳的传递,能有效降低柴油机结构辐射噪声。
参考文献:
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6/10/2012
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