汽油发动机进气歧管NVH性能分析及优化

袁懋荣，毕嵘，韦静思，朱传峰，朱亚亚，占文锋

(广州汽车集团股份有限公司汽车工程研究院，广东广州 511434)

0 引言

塑料进气歧管可比铝进气歧管质量减轻50%以上,发动机动力性得到5%～10%的提升,经济性和排放性也有相当改善,材料和制造成本都可得到降低[1-2]。近年来，国内外相关研究学者对进气歧管的研究大部分仅限于流体动力学分析，而对塑料进气歧管的NVH问题分析不够全面[3]。基于这样的研究现状，本文作者将以某汽油机项目为例，从模态、频响及辐射噪声3个方面进行仿真分析，提出结构优化建议，并通过模态试验验证仿真模型的准确性。

1 进气歧管有限元分析建模

1.1 进气歧管模型简化处理及边界条件

进气歧管系统主要由进气歧管燃油蒸汽管接头、曲轴箱通风结构、节气门阀体、进气歧管上片、进气歧管下片组成。进气歧管上、下片实际生产中是通过摩擦焊焊在一起[4-5]，仿真中将通过共节点进行连接，模态分析的材料属性如表1所示。考虑到节气门阀体给进气歧管施加的激励是影响歧管振动频率的因素之一，故将节气门阀体在FEA分析中简化为一个质点，质点的坐标为节气门阀体的质心坐标。实际工况中，进气歧管通过螺栓与缸体缸盖连接，文中将通过在这些螺栓位置施加固定约束进行模拟。

表1 进气歧管有限元模型材料属性

1.2 进气歧管模型网格划分

进气歧管模型网格划分作为有限元分析前期最重要的环节，关系到后期计算是否收敛。所以，本文作者采用四面体网格进行离散，共得到网格数量214 316，节点数400 679，有限元模型如图1所示。

图1 进气歧管有限元模型

2 进气歧管模态优化分析及实验验证

2.1 模态分析基本理论

只考虑线性不变条件，具有n个自由度的振动系统的微分方程[6]为

(1)

式中：M为系统的质量矩阵；

C为系统的阻尼矩阵；

K为系统的刚度矩阵；

f(t)外部载荷列阵；

X为位移矩阵；

如果f(t)=0，C=0，则式(1)为

(2)

令X=φsin(ωt+φ)，代入式(2)，则方程变为

(K-ω2M)φ=0

(3)

当系数行列式等于零时，即：

(K-ω2M)=0

(4)

通过计算可以得到其特征值，其大小次序为

(5)

2.2 进气歧管模态仿真分析

进气歧管模态分析作为NVH分析的基础，应考虑系统工作条件下所涉及的固有频率，但一般不必求出所有阶振动频率及振型，工程上主要考虑前3阶模态[7-8]。通过HyperMesh对模型进行前处理，并将.bdf文件导入Nastran进行计算，得到模态振型，振型如图2所示。其前3阶约束模态如表2所示。

图2 进气歧管第一阶模态振型(优化前)

透过模态振型图可以看到，其振型主要表现为与节气门相连接的法兰面和上、下片的加强筋处的局部弯曲。进气歧管第一阶约束模态为128 Hz，与发动机在3 840 r/min转速对应的激励频率容易发生共振，很有可能产生严重的噪声辐射，甚至发生失效，所以需要优化。

表2 进气歧管前3阶约束模态频率 Hz

由于进气歧管原模型的NVH性能较差，不能满足工程需要。现作出如下优化：

(1)增加壁厚；

(2)优化支架；

(3)在节气门安装位置附近加筋；

(4)将进气歧管表面筋结构由横竖筋改成蜂窝状。

并分别对新状态的进气歧管进行模态、频响及噪声辐射分析。

2.3 进气歧管模态优化分析

优化进气歧管后，重新搭建有限元模型，仿真结果显示优化后进气歧管第一阶约束模态从优化前的128 Hz提高到185 Hz。优化前、后前3阶模态对比如表2所示。

进气歧管第一阶固有振型如图3所示。

图3 进气歧管第一阶模态振型(优化后)

2.4 进气歧管模态试验分析

为了验证进气歧管有限元模型的准确性，对优化状态的进气歧管进行约束模态测试。模态测试所采用的设备为BBM数据采集器，采用单点激励多点响应的锤击法进行测试，测试图如图4所示。

图4 进气歧管模态试验

表3为整机状态下的前3阶自由模态的仿真值与试验值对比结果，图5列出了两种状态前3阶模态振型的仿真与试验对比。可以看出：两种状态下，仿真结果与试验结果误差满足工程技术要求，振型基本一致，说明所建立的进气歧管有限元模型较准确，可以作为后续分析的基础模型。

表3 进气歧管模态对比

图5 进气歧管模型振型

3 进气歧管IPI(Input Point Inertance)动刚度分析

实际工程中，塑料进气歧管的NVH问题除了激励频率与其固有频率相近导致的共振问题，还有进气歧管本身局部动刚度较差导致的噪声辐射问题，所以非常有必要对进气歧管进行源点动刚度分析。

3.1 IPI动刚度理论

源点加速度导纳[8]

(6)

其中：Ka=F/x为接附点动刚度；a=ω2x为加速度；圆周率ω=2πf。

计算得到IPI曲线所包围的面积，则有：

(7)

得到该接附点的动刚度：

(8)

通过与动刚度目标值比较来评价各接附点的动刚度水平。

3.2 进气歧管IPI动刚度分析

实际分析中，需要将测点选在平面度较大的薄弱位置。进气歧管测点布置图如图6、图7所示。

图6 进气歧管频响分析上片测点

图7 进气歧管频响分析下片测点

各测点动刚度计算结果如图8所示。

图8 进气歧管上/下片优化前后IPI动刚度对比

从图8可以看出：上片测点6、9、15、18的动刚度较差；下片测点7、15、16、17、18的动刚度均较差。所以这些点是动刚度优化的主要针对对象。

3.3 进气歧管IPI动刚度优化分析

增加壁厚及采用蜂窝筋状结构对提高进气歧管IPI动刚度效果较明显，通过优化后，进气歧管IPI动刚度有显著提升，特别是之前IPI动刚度低于1 000 N/mm的点。从图8中可以看出：优化后进气歧管的IPI动刚度波动较小，基本处于1 500～2 000 N/mm之间，特别是对测点6～9、15、18，优化前其IPI动刚度低于1 000 N/mm，优化后基本提高到1 500 N/mm左右；大部分测点IPI动刚度有不同程度提高，特别是点15～18，提高较大，对减少该处辐射噪声有明显效果。

4 进气歧管辐射噪声分析

4.1 辐射噪声基本理论

在声场中，介质被认定为宏观上均匀静止的理想流体，不考虑在该场中的形状和性质如何，声场可以用线性声波方程[12]表示：

(9)

对于单频率声波，声压p是空间的分布函数，它满足Helmholts方程：

(10)

其中：k为声波数，k=ω/c；ω为激励圆频率。

将边界值转变成积分方程，可以得到Helmholts积分方程：

(11)

其中：点P为声场中的观测点；点Q为辐射声源；R为P和点Q之间的距离，R=|Q-P|。C(P)为常数，与点P位置相关，表达式如下：

(12)

通过联立方程组即可得到声场中任何一点的速度势函数值，所以在已知质点的振动速度和压力的分布时，就可以用Helmholts积分求出声场中任何一点的速度势函数值。

4.2 进气歧管辐射噪声仿真计算

发动机转速在5 500 r/min时，计算频率为50～3 000 Hz，并将测量进气歧管与缸盖连接的螺栓点位置的加速度作为激励，通过LMS Virtual.Lab中的ATV分析得到进气歧管辐射噪声分布，其模型如图9所示。其中，图10为实验测得进气歧管与缸盖连接螺栓点的加速度结果。

本文作者采用 LMS Virtual.Lab软件计算了50～3 000 Hz频段内进气歧管的结构辐射噪声，计算频率步长10 Hz。考虑到进气歧管主要辐射面为上侧、前侧和下侧，选择进气歧管上侧、前侧和下侧辐射噪声的声压级作为评价指标。原状态进气歧管1 m声压级如图11所示。

图9 进气歧管辐射噪声计算模型

图10 进气歧管与缸盖连接螺栓点加速度

图11 原状态进气歧管1 m声压级

从仿真结果可以看出：进气歧管峰值频率为420、1 320、1 560、1 930 Hz，其中最大峰值频率为420 Hz，峰值声压级为73.98 dB。通过A记权，得到进气歧管上侧、前侧和下侧的声压级分别为87.69、88.23、83.16 dB，其主要辐射面为上侧和下侧。

4.3 进气歧管辐射噪声优化分析

优化后重新对进气歧管进行辐射噪声仿真，得到下侧、前侧和上侧的1 m声压级。表4为优化前后进气歧管上侧、前侧和下侧的辐射噪声A记权声压值，可以看出：进气歧管3个面的声压级均有不同程度降低，其中下侧降低最大，达到0.86 dB(A)，上侧降低0.23 dB(A)。

表4 进气歧管优化前后辐射噪声对比 dB(A)

5 总结

通过对进气歧管进行模态、频响及辐射噪声仿真分析，再对模型进行优化得到以下结论：

(1)通过模态优化，进气歧管约束模态的第一阶固有频率从128 Hz提高到185 Hz。其中，壁厚、支架固定位置及支架螺栓间距对模态影响较大。

(2)通过频响分析，成功找到进气歧管动刚度薄弱位置，并通过优化，使得大部分点IPI提高到1 500 N/mm以上。

(3)通过辐射噪声分析，发现优化前后进气歧管上端、下端及前端辐射噪声分别降低0.23、0.86、0.45 dB(A)。

(4)通过模态和频响分析，能快速定位发动机零部件的薄弱位置，并对其进行优化，大大缩短零部件开发周期，提高产品开发效率。