涡轮增压直喷汽油机NVH性能改善的仿真与试验研究

王伟民,王江涛,陈 涛,张志明,史来锋,范富贵,马明堂,林 运

(1.东风汽车公司技术中心, 武汉 430058; 2.李斯特技术中心(上海)有限公司, 上海 201206)

前言

随着人们对汽车动力性、燃油经济性和排放性能等的要求不断提高，小型增压直喷汽油机成为乘用车发动机开发的重点领域。增压直喷技术满足了人们对发动机动力性和燃油经济性的追求，但由此带来的可靠性和NVH问题也须引起重视。采用增压直喷技术后，发动机的负荷大幅增加，NVH问题也较自然吸气发动机显得尤为突出。

发动机NVH特性对于汽油发动机开发至关重要，它直接影响整车舒适性、可靠性和耐久性等[1]。传统发动机NVH性能开发多基于经验设计、试验开发和反复优化试验等，往往开发周期长，成本高，改善效果差，NVH性能和开发时间进度均难以保证。利用CAE技术在设计前期就进行NVH性能预测，是保证发动机NVH性能的重要手段[2-3]。

本文中利用CAE手段对一款增压直喷汽油机的表面振动和结构辐射噪声进行仿真预测。根据仿真结果，找出造成辐射噪声较大的薄弱部位，并对其进行结构改进，通过再一次仿真进行确认。然后对改进的新结构进行试制，并重新装机进行NVH性能测试，结果证实了改进措施十分有效。文中还对增压直喷发动机特有的增压器和高压喷油系统噪声问题进行了分析和改进。

1 基于仿真预测的发动机本体辐射噪声改进

1.1 研究对象

本文研究对象为一款直列四缸汽油机，采用涡轮增压及缸内直喷技术，额定功率105kW,最大转矩218N·m,最大爆发压力达到9.5MPa，为同排量自然吸气、气道喷射汽油机的1.5倍左右，发动机负荷显著增大。

1.2 多体动力学与有限元相结合的整机表面振动仿真

多体动力学(MBD)与有限元(FEM)相结合的整机表面振动分析流程如图1所示。缸内气体压力通过一维性能仿真得到。首先对发动机各运动机构进行动力学分析，得到机体受到的激励载荷；然后建立整机有限元模型，并通过模态缩减法进行模型缩减，得到方便计算的整机缩减模型；最后将缸压和发动机其它激励加载到整机缩减模型上，建立整机强迫振动分析模型，得到整机振动结果。通过整机振动分析得到整机表面振动速度，进行边界元分析，从而对发动机辐射噪声进行分析计算[4-5]。

1.2.1 整机激励载荷分析

(1) 缸压激励 发动机缸内压力曲线可以通过一维性能仿真获得。在有试验样机的情况下，通过试验测试可以得到更为精确的缸压激励。

(2) 正时系统激励 正时系统的激励主要包括两部分：第一部分，气门落座的敲击力、凸轮轴对轴承座的载荷和气门弹簧对弹簧座的激励；第二部分，正时链导板和张紧器的固定螺栓对缸体的激励力。正时系统的激励通过多体动力学仿真分析得到。

(3) 活塞敲击力激励 活塞敲击力是在缸内爆发压力的作用下，活塞与缸套之间由于间隙的存在从而产生的拍击力。为了精确计算活塞在气缸内的运动，须考虑活塞和缸套的轮廓和热变形。

(4) 曲轴主轴承载荷激励 曲轴主轴承载荷是引起整机结构振动的主要激励源。主轴承载荷不单独计算，在进行整机振动计算时自动生成并加载在缸体轴承座对应的节点上。

1.2.2 整机有限元模型的建立及模态缩减

整机有限元模型包括缸体，缸盖，油底壳，链壳，缸盖罩，各个附件，变速器壳体，悬置和进、排气歧管等。不包含曲柄连杆机构、配气系统、前端带系等运动件。整机有限元网格主要由实体单元和壳单元组成，主要连接螺栓用BEAM梁单元模拟。。

由于整机模型的网格数达到90万，直接进行强迫振动分析的计算量十分庞大。进行基于模态综合理论[6]的模态缩减不仅可以大大缩减计算的时间，同时能够保证计算精度。

1.2.3 整机振动分析

额定转速(5 000r/min)全负荷时，发动机整机表面振动速度级结果如图2左侧所示。图中输出的是表面法向速度500～3 000Hz频率范围内的结果。表面振动速度级的定义为

Lv=20lg(V/V0)

式中：Lv为表面速度级；V为表面振动速度；V0为参考速度，V0=5×10-8m/s。

从表面速度级结果可以看出，发动机顶端的缸盖罩，油底壳，前端链壳带轮和进、排气系统等部件表面振动加速度级结果较高。其中缸盖罩表面速度级最大值达到116dB(A)，且大部分区域都超过了110dB(A)。

1.3 基于仿真分析的结构改进设计

根据上一节计算结果，针对上述部件进行结构改进，如表1所示。结构改进的主要手段为：增加结构刚度，提高模态，提高薄壁件面刚度和减小辐射表面积。

表1 结构改进措施列表

1.4 改进效果仿真预测

1.4.1 发动机表面振动改善效果仿真预测

在完成上述改进设计后，根据改进数模重新建立有限元模型并进行了模态缩减。改进前后的整机5 000r/min全负荷下表面振动速度级结果如图2所示。缸盖罩表面振动速度级下降显著，进、排气系统,前端链壳,带轮和油底壳表面振动也明显改善。

1.4.2 发动机辐射噪声改善效果仿真预测

运用边界元法(BEM)计算得到的发动机表面辐射噪声声压级结果如图3所示。

计算时按照DIN标准设置4个计算测点。测点的位置为发动机各侧包络面中心点向外1m处，定义方法与试验测试时测点布置保持一致。

从图3中可以看出，改进后发动机从500～3 000Hz各频率段声压级均明显下降，其中1 250Hz改善达到7dB(A)；发动机4点平均总声压级由98.3dB(A)降低至94.6dB(A)，改善3.7dB(A)。从发动机辐射噪声仿真结果可以看出，对基础发动机进行的结构改进效果显著。

2 增压器和高压燃油系统噪声的改进

基于仿真预测的发动机辐射噪声改进方法能够对发动机主要部件的辐射噪声进行仿真和结构改进，而增压器和高压喷油系统引起的噪声由于其自身结构复杂，很难进行仿真预测。针对上述增压直喷发动机特有的噪声，一般通过理论分析与试验相结合的手段进行改进。

2.1 增压器噪声的改进

增压器噪声是增压发动机噪声的一个重要来源。涡轮增压器噪声一般分为自激励产生的机械噪声和内部气体产生的气动噪声。在本文场合，气动噪声不明显，故仅考虑机械噪声。机械噪声主要有同步噪声和次同步噪声。同步噪声是由于叶轮转子在高转速下因自身的不平衡产生扰动，引起转子的自激励振动而产生的噪声。同步噪声频率与增压器涡轮转频相同。次同步噪声是由于涡轮转子轴承油膜振荡和转子转动造成振动激励而产生的噪声，其噪声频率为涡轮转频的0.3～0.5倍。

图4(a)为原机各转速下排气侧噪声频谱图。由图可见，发动机转速从1 800～5 500r/min(增压器转速180 000～240 000r/min，转频3 000～4 000Hz)，发动机排气侧900～1 000Hz噪声，以及3 000～4 000Hz噪声较为明显，其频率特性与增压器转动频率吻合或成一定的倍数关系。根据噪声的频域特性，判断上述噪声分别为增压器的次同步噪声和同步噪声。

根据同步噪声和次同步噪声的机理，对增压器转子的动平衡及转子轴承间隙进行了优化改进设计。改进后发动机排气侧噪声频谱图如图4(b)所示，涡轮增压器同步噪声和次同步噪声已基本消除。

2.2 高压喷油系统噪声改进

高压喷油系统噪声也是直喷汽油机怠速和中低速噪声的重要来源。高压喷油系统噪声主要包括凸轮油泵柱塞的敲击声、系统内部油压波动引起自身结构振动而产生的结构辐射声、喷油器针阀敲击声和高压喷油系统自身振动传递到发动机缸盖上通过缸盖与盖罩等部件产生的辐射噪声[7]。

高压喷油系统噪声可通过以下3种方法进行改进。一是主动降噪，即通过优化控制高压油泵柱塞的开启关闭，降低系统内压力波动，从而通过减小激励的方式实现降噪；二是被动降噪，通过在高压喷油系统和缸盖接触处增加隔振措施，减小振动激励向缸盖的传递；三是声音隔离，即通过在高压油泵、油轨等部件上面安装隔音材料以隔离其噪声向外传递[8]。

图5为采用上述第一种和第三种降噪措施，发动机怠速工况下改进前后发动机1m声压级试验测试结果对比。由图可见，高压喷油系统采取降噪措施后，离发动机顶端1m处的声压级改善1.7dB(A)，进气侧改善1.3dB(A)，效果显著。

3 改进后发动机NVH性能试验结果

在对改进前后发动机整机辐射噪声进行预测并确认改进措施具备一定改善效果后，进行了改进样件试制。试制完成后，重新装机进行了发动机1m辐射噪声测试。1 000～5 000r/min全负荷时发动机1m噪声测试结果如图6所示。

测试结果显示，在额定转速5 000r/min时改进后的发动机4点平均1m噪声声压级较原机下降3dB(A)，与仿真预测的改善效果3.7dB(A)十分接近。其它转速下发动机1m声压级也下降显著，其中1 750r/min下降接近4dB(A)。

通过试验测试结果也证实了仿真预测的改善效果，说明CAE手段能够在发动机NVH性能改善中起到指导作用。

4 结论

(1)建立了多体动力学和有限元相结合的整机振动仿真模型，对发动机整机振动进行了仿真预测。通过分析整机表面振动计算结果找到了发动机结构弱点，并进行了结构改进设计。运用边界元法对发动机改进前、后整机辐射噪声改善效果进行了仿真预测，结果显示提出的结构改善措施能够有效降低整机辐射噪声3.7dB(A)。

(2)在通过仿真预测手段确认整机噪声改善效果后，进行了改进样机试制，并对改进前、后发动机噪声进行了测量。测量结果显示改进后发动机辐射噪声下降3dB(A),与仿真预测结果十分接近。说明基于仿真预测提出的改进措施能够有效降低发动机噪声,并且仅通过一轮改进设计和试制就达到了良好的NVH性能改善效果。

(3)对增压直喷汽油机特有的涡轮增压器噪声和高压喷油系统噪声进行了分析，并提出了一系列改进措施。试验结果证明：第一,通过改善涡轮增压器转子平衡性能和优化转子轴承间隙，能够有效消除增压器同步噪声和次同步噪声；第二,通过优化油泵柱塞开启策略和采用隔音罩，能够有效降低发动机低转速噪声。

[1] 庞剑，谌刚，何华.汽车噪声与振动-理论与应用[M].北京：北京理工大学出版社，2006.

[2] 舒歌群，马维忍，梁兴雨,等.柴油机薄壁件表面辐射噪声的研究[J].内燃机工程，2009，30(1)：25-33.

[3] 张磊. 发动机薄壁件结构振动优化[J]. 振动工程学报,2010，23(6):677-697.

[4] Daniela Siano. Noise Prediction of a Multi-Cylinder Engine Prototype Using Multi-Body Dynamic Simulation[C].SAE Paper 2011-24-0216.

[5] Borislav Klarin. Enhanced Power Unit NVH Simulation with MBD Solver AVL Excite[C]. SAE Paper 2005-24-016.

[6] 陈怀海，周传荣.模态缩减法在组合结构振动特性分析中的应用[J].工程力学，1997，14(2):114-119.

[7] Borislav Klarin. Simulation Methodology for Consideration of Injection System on Engine Noise Contribution[C]. SAE Paper， 2010-01-1410.

[8] Atsushi Watanabe. Noise Reduction in Gasoline DI Engines[C].SAE Paper 2011-01-0930.