CN102023074A

CN102023074A - 汽车发动机机油盘振动噪声性能分析方法

Info

Publication number: CN102023074A
Application number: CN2010105376982A
Authority: CN
Inventors: 朴英子
Original assignee: FAW Group Corp
Current assignee: FAW Group Corp
Priority date: 2010-11-10
Filing date: 2010-11-10
Publication date: 2011-04-20

Abstract

一种汽车发动机机油盘振动噪声性能分析方法，涉及对汽车发动机机油盘振动噪声进行分析的方法。本发明从动态响应分析、隔声与辐射声分析、组合件的整体阻尼分析、机油盘结构件振动噪声性能评价等，提出机油盘振动噪声性能分析方法，为汽车发动机机油盘的设计结构优化、材料选型、工艺设计等提供关于振动噪声性能评估依据,具有全新的CAE分析探索与工程应用指导意义，本方法适用于任何材料、任何组合件的振动噪声性能评价，理论根据明确，分析结果可靠，成为汽车发动机附件设计开发的有效方法，缩短了开发周期，节省了人力和物力。

Description

汽车发动机机油盘振动噪声性能分析方法

技术领域

本发明涉及对汽车发动机机油盘振动噪声进行分析的方法。

背景技术

在没有完整的发动机CAE装配模型和输入条件时,在没有试制样件或者即使有样件但得不到完整的试验数据时，没有有效的方法评估汽车发动机机油盘部件振动噪声性能。

发明内容

本发明的目的是一种通过四种分析对汽车发动机机油盘振动噪声性能分析的方法。

本发明包括四个方面，机油盘的动态响应分析、隔声与辐射声分析、组合件的整体阻尼分析、机油盘结构件振动噪声性能评价；

a、发动机质心处或者机油盘的各螺栓孔处输入力载荷,用频响法或瞬态法有效地分析与模拟发动机机油盘的动力学响应；

b、用声学边界元模型与边界条件处理方法进行机油盘辐射声场分析与隔声性能分析；

c、采用材料特性拟合方法分析组合机油盘与复合材料机油盘的振动噪声性能，即通过结构有限元的应变能分析得到组合结构件与复合材料机油盘的损失系数；

d、以辐射声功率、声传递损失及场点的声音品质评价机油盘振动噪声性能；

e、组合件的整体阻尼分析：汽车发动机机油盘结构件的声音品质特性首先通过场点的声音回放由人的主观感受来分析和评价，得到的声品质主观评价结果可以应用于后续的成对比较法中。

本发明在产品开发设计前期、实物样件试制之前，用CAE分析手段对产品振动噪声性能分析与预测，指导产品设计方案改进与优化，有效地降低产品开发风险，减少样件试制数量与轮次而减少试制费用。旨在汽车发动机机油盘开发设计时，探索仅对机油盘本身振动噪声性能分析与评估方法，由此为汽车发动机机油盘的设计结构优化、材料选型、工艺设计等提供关于振动噪声性能评估依据。

本发明的技术方案在国内首次提出，未见过类似提案、论文等，具有全新的CAE分析方法探索与工程应用指导意义，弥补了在仿真技术对汽车发动机结构件振动噪声性能评价的空白，适用于任何材料、任何组合件的振动噪声性能评价，理论根据明确，分析结果可靠，无论在产品开发设计前期还是试制完成后的对比评价，成为汽车发动机附件设计开发的有效方法，缩短了开发周期，节省了人力和物力。对声音品质的研究意义深远，因为现代噪声控制包括两个层面，其一是降低噪声的声压级，其二就是调节产品的声音特性。通过后续的成对比较法和噪声优化，能够消除总体噪声中令人烦躁的成分，营造一个舒适的车内外环境。

附图说明

图1是发动机整机的质心处输入力载的模拟图；

图2是发动机机油盘各螺栓孔处输入力载的模拟图；

图3是辐射声分析模型；

图4是刚性边界条件定义；

图5是发动机各工况下机油盘的辐射声功率级分布；

图6是机油盘各部位对辐射声功率的贡献量；

图7是隔声分析模型；

图8是机油盘的声传递损失频谱；

图9是机油盘某一侧1米远处场点声音合成；

图10是实施例中两种机油盘1000Hz内的模态计算结果；

图11是实施例中钢板机油盘的结构有限元模型；

图12是实施例中降噪机油盘的结构有限元模型；

图13是实施例中辐射噪声贡献量分析中各板的定位，图中panel 1侧面、panel 2前底部、panel 3后底部、panel 4前部、panel 5斜坡；

图14是实施例中机油盘辐射声计算模型；

图15是实施例中两种机油盘辐射声功率频谱；

图16是实施例中钢板机油盘板对辐射声功率的贡献量；

图17是实施例中降噪机油盘板对辐射声功率的贡献量；

图18是实施例中机油盘隔声计算模型；

图19是实施例中两种机油盘声传递损失频谱；

图20是实施例中钢板机油盘透射声功率频谱（10Hz～1000Hz）；

图21是实施例中钢板机油盘透射声功率频谱（1010Hz～2000Hz）；

图22是实施例中钢板机油盘透射声功率频谱（2010Hz～3000Hz）；

图23是实施例中降噪机油盘透射声功率频谱（10Hz～1000Hz）；

图24是实施例中降噪机油盘透射声功率频谱（1010Hz～2000Hz）；

图25是实施例中降噪机油盘透射声功率频谱（2010Hz～3000Hz）；

图26是实施例中场点21127处钢板机油盘的辐射声音采集图；

图27是实施例中场点76891处降噪机油盘的辐射声音采集图。

具体实施方式

从动态响应分析、隔声与辐射声分析、组合件的整体阻尼分析、机油盘结构件振动噪声性能评价等，提出机油盘振动噪声性能分析方法。

用频响法或瞬态法有效地分析与模拟发动机机油盘的动力学响应。

用声学边界元模型与边界条件处理方法进行机油盘辐射声场分析与隔声性能分析。

采用材料特性拟合方法分析组合机油盘与复合材料机油盘的振动噪声性能，即通过结构有限元的应变能分析得到组合结构件的损失系数。

用辐射声功率、声传递损失及场点的声音品质评价机油盘振动噪声性能。

通过场点的声音回放由人的主观感受来分析和评价汽车发动机机油盘结构件的声音品质特性。

具体的分析方法描述如下：

1、发动机质心处或者机油盘的各螺栓孔处输入力载荷,用频响法或瞬态法有效地分析与模拟发动机机油盘的动力学响应。

结构件受简谐激励时，相应的动力学方程如式(4)所示。

M x″+ C x′+ K x = F(ω) (4)

上式中M、C、K分别为结构的质量阵、阻尼阵、刚度阵；F(ω)为力载荷；x″、x′、x分别为加速度向量、速度向量、位移向量。

在频域内进行动态响应模拟时激励频率从零扩展到动态分析所需要的上限频率，因为在中低频段发动机整机的结构振动较大，所以如果只是关心结构振动问题则上限截止频率到几千赫兹，但是如果此动态分析作为后续声学分析的依据则上限截止频率需要更高，这完全取决于具体工况中所感兴趣的频率范围。

在时域内进行动态相应模拟时激励时间从零延续到动态分析所需要的上限截止时间，而且要保证分析时间间隔不大于所需要的分析上限频率之逆，分析时间间隔也由具体工况中所感兴趣的频率范围而定。

在没有发动机整机的三维数据但具备惯性参数时，在频域或时间域通过质心处施加力载荷进行机油盘的动态响应分析（图1），图1的分析中所需要的参数有发动机整机的质量、质心、转动惯量特性（即，参考坐标系三个轴的转动惯量I_xx、I_yy、I_zz和三个惯性积I_xy、I_yz、I_zx）、机油盘的弹性模量、泊松比、质量密度以及阻尼比。发动机整机的惯性参数及质心、质量因发动机机型而异，所以应根据实际测得的数据来进行模拟，通过有限元方法换算出不包括油底壳的剩余装配件的惯性参数，换算时应保证参考坐标系的统一。有限元模型中生成集中质量单元所用的参数如下：

结构件的质量M = ∫ρ dv ；

关于X轴的转动惯量I_xx= ∫ρ（y²+z²）dv ；

关于Y轴的转动惯量I_yy= ∫ρ（x²+z²）dv ；

关于Z轴的转动惯量I_zz= ∫ρ（y²+x²）dv ；

对X、Y 轴的惯性积 I_xy= ∫ρ x y dv ；

对Y、Z 轴的惯性积 I_zy= ∫ρ y z dv ；

对Z、X 轴的惯性积 I_zx= ∫ρ z x dv ；

其中，ρ为结构质量密度，v为体积。

在没有发动机整机的三维数据也不具备惯性参数时，直接在机油盘各螺栓孔施加频域或时间域内的力载荷（图2），图2的分析中所需要的参数有机油盘的弹性模量、泊松比、质量密度、阻尼比，这四个材料参数中的前三个可以在材料手册中查到也可以通过试验测得，而模态阻尼比由模态试验提供数据。

输入载荷时考虑实际运转时发动机转速和主要阶次频率，每个工况下的载荷力为虚拟力载荷（输入力的单位：牛顿），由此来定性地分析机油盘的动态响应。

2、用声学边界元模型与边界条件处理方法进行机油盘辐射声场分析与隔声性能分析。

机油盘的噪声性能分析是在放掉机油盘中的机油状态下进行，在边界元分析中假定流体是均匀介质，所用的声学特性参数有标准空气中的声速与质量密度：声速=340m/s；密度=1.225kg/m³。

辐射声场分析中考虑声学分析精度而且根据结构有限元模型和声学边界元模型的拓扑形状正确定义结构件的映射传递数据精度（图3）。根据声学分析上限频率决定边界元网格的大小，声学边界元分析上限频率与边界元网格大小的关系如下：

对于一次边界元，ｆ_max ≦ Ｃ／6*Ｌ_max；

对于二次边界元，ｆ_max ≦ Ｃ／3*Ｌ_max。

其中：

ｆ_max为声学分析最高频率；

Ｃ为声速；

Ｌ_max为最大边界元网格大小。

结构有限元模型和声学边界元模型间的振动数据传递用几何插值算法，插值节点间距应保证结构振动数据不会因最大间距定义的不合理而丢失，至少，声学模型的每个节点数据由结构模型上的四个节点数据参与映射。

在机油盘顶部生成刚性面，通过刚性边界条件定义（即，表面速度为零，图4）防止机油盘内表面振动引起的噪声干扰，这就保证了只由机油盘表面振动引起的结构辐射噪声数据的可靠。

用边界元法模拟机油盘的隔声分析，考虑声学分析精度以及空气流体中的声与结构件的完全耦合，防声墙的模拟做到准确定位声源输入场与透射声场，声源类型为模拟扩散场的分布平面波，根据结构件的几何形状生成正确的场点模型以保证透射声的准确度。防声墙定义在XY平面上但是边界元模型的部分或全部节点可以不在XY平面，如果机油盘模型中的自由边界不在XY平面则需要添加单元来弥补自由边界与防声墙之间的空隙以避免声漏现象（图5）。机油盘的开口端（即通过螺栓与发动机缸体连接的那一面）的单元在XY平面上并具有零压差和零速度差，即赋予此面为从一侧到另一侧是连续的、完全透明的边界条件。透射声场中的场点模型为自由场中用来全封闭机油盘的模型，增加模型的单元密度可以提高声学分析结果精度，但对计算机资源要求会相对更高。

3. 采用材料特性拟合方法分析组合机油盘与复合材料机油盘的振动噪声性能，即通过结构有限元的应变能分析得到组合结构件与复合材料机油盘的损失系数，如式(1)所示。

上式（1）中，W_ij、W_j、η_ij,、η_j分别为第j模态下单个结构件的应变能、组合结构件的总应变能、单个结构件的损失系数、组合结构件的损失系数。

4、以辐射声功率、声传递损失及场点的声音品质评价机油盘振动噪声性能。

声功率是单位时间内垂直通过指定面积的声能，如式(2)所示，声功率与结构件的距离无关，因此以辐射声功率作为结构件的声辐射性能评价指标。

(2)

W为声功率（单位：w），I为声强（单位：w/m²），T为时间周期(单位：s)，S为指定面的面积(单位：m²)， p _m为声压(单位：N/m²)，v _n为速度(单位：m/s)。

图5 为发动机各工况下机油盘的辐射声功率级分布，图6 为机油盘各部位对辐射声功率的贡献量。从发动机各工况下机油盘的辐射声功率级分布可以看出结构件的各模态对辐射声的参与程度，以此为依据可以在后续的工作中对结构件的某些模态进行整体噪声优化。板对辐射声功率的贡献量分析在结构件的局部振动与噪声优化中起关键导向作用，正贡献是指随着结构件振动级的加大自由场中的总辐射噪声会增大，负贡献是指随着结构件振动级的加大自由场中的总辐射噪声会减小。

声传递损失是指入射声功率和透射声功率之比值，如式(3)所示，入射声功率与入射场总声压、声阻抗及结构件的几何有关，在满足场点的分布精度及声学边界处理精度条件下，透射声功率与声源激励、结构件本身的模态特性有关,因此以声传递损失作为结构件的隔声性能评价指标。

其中，P_rms为入射声场中的总有效声压（单位：N/m²）,Z为声阻抗（单位：kg/m²s），S为入射场中的结构件面积（单位：m²），I为声强（单位：w/m²）。

图7为隔声分析模型，图8为机油盘的声传递损失频谱。从声传递损失频谱结果可以看出结构件的传递损失随激励频率的变化趋势，传递损失越大说明结构件的隔声性能越好。

5、汽车发动机机油盘结构件的声音品质特性首先通过场点的声音回放由人的主观感受来分析和评价，得到的声品质主观评价结果可以应用于后续的成对比较法中。场点的模拟声音信号通过发动机阶次跟踪方法获得，图9所示为辐射声分析中某场点的声音采集信号。

实施例

1.项目来源及依据

依据一汽技术中心某款大排量柴油机开发项目要求，对该发动机机油盘进行振动噪声性能分析与评价。

2.计算对象及状态

计算对象：现生产钢板冲压的机油盘和由隔振橡胶材料、铸铝材料、钢板材料组合式机油盘。

状态或特征参数：已有两种机油盘的三维几何数据。

3.计算目的

对现生产钢板冲压的机油盘以及组合式机油盘分别进行振动噪声性能分析与评价，为设计部门机油盘结构优化与材料选型提供依据。

4.模型参数及材料

结构有限元模型基本参数、声学有限元模型基本参数、有限元模型所用材料分别见表1、表2、表3。

5.计算工况(边界条件)

结构分析：用MSC-Nastran SOL 103 求解器计算自由模态，模态截取范围是0Hz到6000Hz；用MSC-Nastran SOL 111 求解器计算动态响应计算，通过机油盘的螺栓孔输入1N力载荷，输入频率范围是10Hz～3000Hz，步长为10Hz。

辐射声分析：根据结构动态响应计算得到的机油盘外表面速度结果来计算一米辐射噪声，分析频率范围是10Hz～3000Hz，步长为10Hz。

隔声分析：声源激励大小为1Pa，输入频率范围是10Hz～3000Hz，步长为10Hz。

所用软件：Virtual Lab Noise&Vibration ,Virtual Lab Acoustics 。

6.计算结果与分析

计算结果见表4、表5。

表5：两种机油盘振动噪声水平比较

机油盘	总辐射声功率（dB）	总透射声功率（dB ）
			钢板机油盘	120.0	80.7
降噪机油盘	106.4	80.8

分析结果如下：

1、从辐射声功率频谱结果（图15）看，降噪机油盘的辐射声功率明显比单一的钢板机油盘的小，而且变化浮动较缓。

降噪机油盘的辐射声功率较大的频率点出现在270Hz，500Hz，550Hz，980Hz。

钢板机油盘的辐射声功率较大的频率点出现在 150Hz，260Hz，300Hz，1470Hz。

2、从声传递损失频谱结果（图19）看，两种机油盘的传递损失都具有随激励频率的增加而逐渐减小的趋势，说明其隔声水平随激励频率的增加而降低。

降噪机油盘的隔声水平较差的频率点出现在170Hz，2920Hz，2930Hz，2940Hz。

钢板机油盘的隔声水平较差的频率点出现在150Hz，260Hz，340Hz，500Hz，3000Hz。

3、从声传递损失频谱结果（图19）还可以看出，降噪机油盘的隔声水平下降比较平稳，而单一的钢板机油盘的隔声水平变化浮动较大。

4、从板对辐射声功率的贡献量分析结果看（图16、图17）：

降噪机油盘在270Hz时机油盘的后底部作较大正贡献，机油盘的斜坡部位作较大负贡献；500Hz时机油盘的前底部作较大正贡献，机油盘的两侧面作较大负贡献；550Hz时机油盘的斜坡部位作较大正贡献，机油盘的两侧面作较大负贡献；980Hz时机油盘的两侧面和后底部作较大正贡献。

单一的钢板机油盘在150Hz时机油盘的两侧面作较大正贡献，机油盘的前部作较大负贡献；260Hz时候机油盘的后底部作较大正贡献，机油盘的斜坡部位作较大负贡献；300Hz时机油盘的后底部作较大正贡献，机油盘的两侧面作较大负贡献；1470Hz时机油盘的两侧面作较大正贡献，机油盘的后底部作较大负贡献。

注：板对辐射声功率的贡献量分析中，正贡献是指随振动级的加大总辐射噪声会增大，负贡献是指随振动级的加大总辐射噪声会减小。

7.结论

1、钢板机油盘的一扭计算频率与一扭试验频率相比，误差为1.5%，在允许误差范围内；钢板机油盘的一弯计算频率与一弯试验频率相比，误差为5.4%，在允许误差范围内。

2、降噪机油盘与钢板机油盘相比，一扭频率高25.7％、一弯频率高12.7％，说明在低频段降噪机油盘的弯、扭刚度加强。

3、降噪机油盘的总辐射声功率较钢板机油盘的总辐射声功率低13.6dB,说明降噪机油盘的隔振降噪效果明显；降噪机油盘的总透射声功率较钢板机油盘的总透射声功率高0.1dB，说明两种机油盘的隔声水平几乎相同。

Claims

1.一种汽车发动机机油盘振动噪声性能分析方法，其特征在于：包括四个方面，机油盘的动态响应分析、隔声与辐射声分析、组合件的整体阻尼分析、机油盘结构件振动噪声性能评价；