柴油機(jī)輻射噪聲預(yù)測及控制技術(shù)研究

1、柴油機(jī)輻射噪聲預(yù)測及控制技術(shù)研究作者：哈爾濱工程大學(xué) 王鑫 季振林摘要：利用有限元法和邊界元法預(yù)測CY4102BG型柴油機(jī)在高負(fù)荷工況下的振動及輻射噪聲特性,確定出柴油機(jī)的高噪聲區(qū)域,并針對噪聲預(yù)測結(jié)果提出改進(jìn)設(shè)計方案。分析了采用阻尼技術(shù)對噪聲較高的油底殼部件輻射噪聲的影響以及在機(jī)體和油底殼之間安裝加強(qiáng)板結(jié)構(gòu)對柴油機(jī)結(jié)構(gòu)噪聲的影響。研究表明,采用這兩種措施對于降低柴油機(jī)輻射噪聲具有良好的效果。關(guān)鍵詞：聲學(xué);柴油機(jī);輻射噪聲;噪聲預(yù)測;噪聲控制;高負(fù)荷柴油機(jī)噪聲控制技術(shù)的實踐表明:由于受到制造工藝、生產(chǎn)成本等方面的限制,改善現(xiàn)有柴油機(jī)振動噪聲特性的可能性是有限的,所采用降低輻射噪聲的措施也是被動

2、的。另外從根源上減小燃燒過程的壓力升高率是降低柴油機(jī)噪聲最根本的措施,但該措施的實施在很大程度上會影響其動力性、燃油經(jīng)濟(jì)性、排放等性能指標(biāo)。在不影響其它性能前提下,通過改進(jìn)主要噪聲輻射源的結(jié)構(gòu)設(shè)計,不失為一種有效措施。這就需要對結(jié)構(gòu)噪聲進(jìn)行預(yù)測和優(yōu)化。采用數(shù)值方法預(yù)測柴油機(jī)結(jié)構(gòu)輻射噪聲,只根據(jù)柴油機(jī)設(shè)計圖紙就可以進(jìn)行噪聲特性計算,求出輻射噪聲分布圖,進(jìn)而對高噪聲區(qū)域進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn),以低噪聲作為目標(biāo)函數(shù)進(jìn)行多方案優(yōu)化設(shè)計。這樣可大大縮短開發(fā)周期,節(jié)約成本。本文使用有限元法(ANSYS)和邊界元法( SYSNO ISE)計算軟件對柴油機(jī)結(jié)構(gòu)輻射噪聲進(jìn)行數(shù)值預(yù)測,進(jìn)而進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn)設(shè)計并驗證其降噪效果。

3、1 柴油機(jī)組合結(jié)構(gòu)有限元模型的建立根據(jù)CY4102BG柴油機(jī)的裝配情況,首先建立缸蓋、機(jī)體、缸套、主軸承蓋和油底殼的組合結(jié)構(gòu)有限元模型。其中對安裝附件用的大部分凸臺及尺寸不大的螺紋孔、水孔、油孔都不予考慮。油底殼結(jié)構(gòu)采用殼單元Shell63,其它結(jié)構(gòu)采用實體單元Solid45來建立。其有限元模型如圖1所示。圖1 柴油機(jī)組合結(jié)構(gòu)有限元模型2 柴油機(jī)瞬態(tài)響應(yīng)分析2. 1 柴油機(jī)載荷工況計算柴油機(jī)載荷的確定,對于振動響應(yīng)分析是個關(guān)鍵。柴油機(jī)受力很復(fù)雜,為使理論計算可行,有必要對其受力進(jìn)行簡化處理。本文在力求能夠反映實際的狀況下,考慮柴油機(jī)穩(wěn)態(tài)工作狀況,以氣缸燃?xì)鈮毫Ω滋缀透咨w的作用力、活塞連桿機(jī)構(gòu)

4、的運(yùn)動慣性力和曲軸旋轉(zhuǎn)慣性力引起的主軸承力等主要因素,確定柴油機(jī)所受的激勵力。2. 1. 1 氣缸燃燒壓力計算利用GT2POWER軟件模擬出氣缸平均有效壓力速度特性曲線,如圖2所示。從圖中可以看出最高平均有效壓力工況出現(xiàn)在轉(zhuǎn)速為1500 r /min。當(dāng)發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速在1500 r /min時,此時氣體爆發(fā)壓力峰值為7. 5MPa,圖3是1500 r /min高負(fù)荷工況下各缸壓力曲線?？紤]到CY4102BG型柴油機(jī)是四沖程柴油機(jī),轉(zhuǎn)速為1500 r /min時,完成一個工作循環(huán)的時間T = 0. 08 s,作用于柴油機(jī)上的載荷力近似為0.08 s內(nèi)的周期力,在振動響應(yīng)計算時,可只考慮一個周期時間作

5、為振動響應(yīng)歷程的計算時間 1 。圖2 平均有效壓力速度特性曲線圖3 高負(fù)荷工況下各氣缸壓力曲線2. 1. 2 主軸承載荷計算主軸承負(fù)荷來自于氣缸內(nèi)氣體作用力,活塞組往復(fù)慣性力和曲軸旋轉(zhuǎn)慣性力引起的主軸承座上的載荷。作用在主軸承上的載荷比較復(fù)雜,其總徑向力的大小和作用線方向隨著曲柄轉(zhuǎn)角的變化而變化。因此為施加力方便,把主軸承上的力P ( t)沿水平和垂直方向分解可得 2 其中, R 為曲柄半徑, pg ( t)為氣缸內(nèi)燃燒氣體的壓力, D為氣缸直徑, mj 為沿氣缸體中心線做往復(fù)運(yùn)動的質(zhì)量,包括活塞組件的質(zhì)量以及連桿小端的代替質(zhì)量, a ( t)為活塞往復(fù)運(yùn)動的加速度,為曲柄半徑R 與連桿長度L

6、 之比。用到的計算參數(shù):曲柄長度R為59mm,連桿長度L 為192mm,氣缸直徑D為102mm,活塞組的質(zhì)量為1. 96kg,連桿組質(zhì)量為2.24kg,點火順序為1 - 3 - 4 - 2。2. 2 載荷的施加2. 2. 1 氣缸燃燒壓力的施加氣缸壓力載荷分別作用在缸蓋底面和活塞頂面上。氣缸壓力加載在缸蓋底面上時采用各缸一個周期的缸內(nèi)壓力函數(shù)。由于氣缸壓力作用在氣缸壁上的載荷,隨著時間的變化,壓力的大小和作用面積都發(fā)生變化,因此這里采用瞬時均布加載的方法,根據(jù)活塞的行程選擇壓力作用面積,以活塞上止點為坐標(biāo)原點,沿氣缸中心線向下為X軸正向,則活塞在時刻t所處的位置為在瞬態(tài)分析計算中,步長的選擇是

7、很重要的,既要準(zhǔn)確地描述壓力曲線的變化,又要考慮到計算的規(guī)模和時間,由于采用的是隱式積分算法,可以采用較大的步長 3 。同時燃燒噪聲和缸內(nèi)壓力升高率密切相關(guān),考慮到壓力升高率對燃燒噪聲的影響,步長在氣缸上止點前40度到上止點后15度采用1度曲軸轉(zhuǎn)角,而在其他時間段采用20度曲軸轉(zhuǎn)角。因此,靠近上止點位置網(wǎng)格劃分較密,將每一步時間步長的壓力加載到氣缸壁表面節(jié)點上。2. 2. 2 主軸承載荷的施加由于在不同時刻t主軸承負(fù)荷P ( t)的大小、作用點和方向都發(fā)生變化,因此主軸承周向載荷也隨時間而變化。而柴油機(jī)主軸承在P ( t)的作用下,形成主軸承油膜壓力,其計算要綜合旋轉(zhuǎn)效應(yīng)和擠壓效應(yīng)兩方面的因素

8、。并涉及到軸心軌跡的計算問題,因此情況非常復(fù)雜,需要一些簡化。在簡化計算時,假設(shè)軸承與軸頸之間的油膜壓力周向分布按余弦規(guī)律變化,其分布角取24 ,在計算中取=/3。且對稱于Px( t)和Py ( t)作用線。由于各缸發(fā)火時刻不同,因此每個主軸承受到兩側(cè)氣缸產(chǎn)生的合力。2. 3 邊界條件的確定柴油機(jī)的機(jī)體與缸蓋是靠螺栓緊固在一起的,本文采用螺栓和螺栓附近部位兩個部件的對應(yīng)的節(jié)點所有方向的位移全部耦合在一起,其它部位僅僅上下方向(UZ)耦合。發(fā)動機(jī)的油底殼是靠16顆螺栓連接在機(jī)體下部的,其前部和后部分別與齒輪室下部和飛輪殼下部相連接。由于考慮到連接的螺栓較多,并且結(jié)合面之間存在襯墊,壓緊后實現(xiàn)密封

9、,因此本文采用將油底殼與機(jī)體之間的連接界面簡化為整個結(jié)合界面上對應(yīng)節(jié)點在三個方向上位移全部耦合,主軸承蓋與機(jī)體之間采用螺栓接觸面的剛性耦合連接,缸套與機(jī)體采用整體剛性耦合連接。按照柴油機(jī)實際的安裝結(jié)構(gòu),分別對機(jī)體兩側(cè)安裝部位進(jìn)行了約束處理,還對機(jī)體靠近輸出端一側(cè)端面下部進(jìn)行了完全位移約束。本文采用直接積分法求解柴油機(jī)瞬態(tài)振動響應(yīng)通過計算得出了CY4102BG型柴油機(jī)在一個工作循環(huán)下的組合結(jié)構(gòu)隨時間變化的振動情況。3柴油機(jī)結(jié)構(gòu)噪聲預(yù)測在用有限元法對柴油機(jī)組合結(jié)構(gòu)進(jìn)行瞬態(tài)響應(yīng)分析,得到組件的表面節(jié)點隨時間變化的振動位移之后,通過利用APDL編寫的有限元譜分析程序,將其轉(zhuǎn)化成柴油機(jī)組合結(jié)構(gòu)表面節(jié)點隨

10、頻率變化的振動位移數(shù)據(jù)。下面就可以用邊界元方法來預(yù)測輻射噪聲。3. 1邊界元模型的建立用邊界元法預(yù)測輻射噪聲,首先要建立組合結(jié)構(gòu)的邊界元模型,包括邊界單元和邊界節(jié)點。該邊界元模型網(wǎng)格的尺寸比較規(guī)范,大小比較接近,這樣有利于提高邊界元法的計算速度和精度。由于建立的邊界元模型不是直接從有限元模型提取的結(jié)構(gòu)外表面有限元單元數(shù)據(jù),因此需利用插值方法從有限元分析得到的節(jié)點振動位移計算出邊界元模型節(jié)點的振動位移作為邊界元模型的邊界條件。3. 2結(jié)構(gòu)輻射噪聲計算結(jié)果分析3. 2. 1柴油機(jī)的聲譜分析對于柴油機(jī)組合結(jié)構(gòu)來講,考慮到以下幾個方面:缸蓋和機(jī)體在頻率為300 - 2000Hz的中頻段時,結(jié)構(gòu)振動的響

11、應(yīng)最大,而且也是人耳感覺最強(qiáng)烈的噪聲頻率范圍;油底殼的噪聲在頻率為50 - 1000Hz的低頻段時起主要作用;該直列四缸柴油機(jī)在轉(zhuǎn)速為1500r/min工況下工作,其發(fā)火頻率為50Hz,因此本文的噪聲分析頻率取50 - 2000Hz,頻率步長為50Hz。由于需要求解柴油機(jī)振動表面向外界的輻射噪聲,因此本文采用直接邊界元法進(jìn)行輻射噪聲計算。圖4顯示了柴油機(jī)表面具有代表性節(jié)點的輻射聲壓級頻譜。從圖中可以看出柴油機(jī)各部位表面聲壓級各頻率下的分布情況。柴油機(jī)表面聲壓級最高的部位為油底殼。尤其是油底殼的后側(cè)板和后底板,其表面聲壓級高達(dá)120dB 左右,其中后側(cè)板聲壓級的峰值為450Hz和1250Hz兩個

12、頻率; 后底板聲壓級的峰值出現(xiàn)在350Hz和1250Hz兩個頻率。油底殼前底板由于具有加強(qiáng)筋結(jié)構(gòu),因此其表面聲壓級比后底板小5dB左右。從圖中還可以看出,相比之下油底殼左側(cè)板大于右側(cè)板的表面聲壓級。機(jī)體的前裙部在低頻時表面聲壓級要大于后裙部,而在高頻時表面聲壓級要小于后裙部。這是因為后裙部的剛度要大于前裙部,其主要共振頻率比較高。缸蓋的聲輻射能量主要集中在1000Hz以下,其表面聲壓級也較大,在115dB 左右,因此,這個區(qū)域是控制缸蓋輻射噪聲的主要頻段。圖4 柴油機(jī)表面節(jié)點聲壓級頻譜3. 2. 2 半消聲室的建立在距地面0. 3m 處加以對稱面模擬地面的反射 5 ,加上對稱面,認(rèn)為在關(guān)于對稱

13、面的另一端假設(shè)一個完全一樣的對稱的輻射模型,由輻射模型和對稱模型發(fā)出的聲波到達(dá)對稱面上任意一點時,徑向質(zhì)點速度沿對稱面法向的分量都大小相等,方向相反,因而法向合成速度為零,這就是說對稱面滿足剛性平面邊界條件。因此,該對稱面的作用相當(dāng)于將柴油機(jī)表面的輻射噪聲完全反射,也即與無限大障礙板作用相同,但該模型的優(yōu)點在于它可采用直接邊界元法進(jìn)行外場求解,避免了共振現(xiàn)象的發(fā)生。在距離柴油機(jī)各表面1m處添加了場點網(wǎng)格。3. 2. 3 柴油機(jī)聲功率計算分析通過對柴油機(jī)的輻射噪聲計算,得到了柴油機(jī)表面輻射聲功率譜和聲場的輻射聲功率譜,如圖5所示。根據(jù)該頻譜可以得到柴油機(jī)表面總的聲功率級為118. 4dB,聲場的

14、總聲功率級為107. 5dB。從柴油機(jī)表面輻射聲功率譜上看,在350Hz、850Hz和1250Hz時輻射噪聲出現(xiàn)峰值,此時的柴油機(jī)表面聲壓級云圖如圖6 所示。從聲場的輻射聲功率譜上看,在300Hz、600Hz、850Hz和1250Hz時出現(xiàn)峰值,此時的聲場聲壓級云圖如圖7所示。這確定了對輻射噪聲貢獻(xiàn)較大的頻率,指出了改進(jìn)設(shè)計的方向。圖5 柴油機(jī)表面和聲場的輻射聲功率頻譜從柴油機(jī)表面聲壓級云圖中看出, 機(jī)體在350Hz時表面噪聲最高,并且前表面(油泵側(cè))噪聲遠(yuǎn)大于后表面(排氣側(cè)) ,在850Hz時第三缸前后裙部噪聲較高。油底殼的后側(cè)板和后底板輻射噪聲在各頻率下均較大,其中在1250Hz時噪聲最高

15、。缸蓋在350Hz 時前后表面噪聲較高, 其上表面在850Hz時噪聲最高。從半消聲室聲場云圖中可以看出,各聲場場點的最大聲壓級約為100dB。在300Hz時,聲場前表面噪聲輻射比后表面高,聲場上表面聲壓級均勻分布。而在600Hz、850Hz、1250Hz時靠近缸蓋上方的場點區(qū)域噪聲均較高,其中1250Hz時場點的聲壓級最大,其最大值為104dB,但缸蓋的主要聲輻射能量主要集中在1000Hz以下,分析其原因是由于油底殼在1250Hz時噪聲很大,通過地面完全反射的結(jié)果。圖6 各峰值頻率下的柴油機(jī)表面聲壓級云圖圖7 各峰值頻率下的聲場聲壓級云圖4 柴油機(jī)低噪聲結(jié)構(gòu)改進(jìn)設(shè)計4. 1 阻尼技術(shù)對油底殼輻

16、射噪聲的影響金屬材料的阻尼值是很低的,鋼、鐵材料的阻尼因子在為1 ×10-4 - 6 ×10-4 ,而在正常情況下,在一定溫度范圍內(nèi)約束阻尼結(jié)構(gòu)的阻尼因子一般在0. 3以上。因此,本文在 = 5 ×10-4 - 0. 5之間選取了0. 0005 (原型) 、0. 005、0. 05、0. 3分別進(jìn)行其輻射噪聲的計算,計算結(jié)果包括輻射聲功率、油底殼表面聲壓值等聲學(xué)特性參數(shù),以分析阻尼增加后其輻射噪聲的變化。為了驗證阻尼變化對其輻射噪聲的影響,可以采用諧響應(yīng)分析。采用的激勵為在油底殼的底部中間位置施加激勵力F,幅值為5. 0N,約束條件為法蘭面全部約束。計算時的激勵頻

17、率從50Hz 2000Hz,每隔50Hz計算一次。利用位移響應(yīng)結(jié)果,計算得到的輻射聲功率結(jié)果如8所示。圖8 為不同值時輻射聲功率頻譜可以看出,隨著阻尼的增大, 300Hz以上所有頻帶上的聲功率級都有明顯的降低,其中高頻噪聲降低明顯,但降低趨勢漸緩,并且高頻區(qū)域曲線變得平緩,阻尼對衰減高頻共振峰有明顯的作用。分析油底殼的振動特性可知,油底殼在高頻區(qū)有很多階彎曲模態(tài),所以使用高阻尼材料的油底殼高頻噪聲有明顯的降低。而在低于250Hz頻率范圍的輸出聲功率基本沒有變化,阻尼對低頻振動的影響很有限。因此,采用復(fù)合阻尼鋼板結(jié)構(gòu)對于降低油底殼的輻射噪聲具有很好的效果。4. 2 加強(qiáng)板對柴油機(jī)輻射噪聲的影響考

18、慮到為抑制曲軸箱自身較大振動和減少其振動對油底殼的傳遞,根據(jù)實際情況,對CY4102BG柴油機(jī)在機(jī)體和油底殼之間安裝了加強(qiáng)板結(jié)構(gòu)。考察安裝加強(qiáng)板結(jié)構(gòu)對柴油機(jī)結(jié)構(gòu)輻射噪聲的影響。加強(qiáng)板的厚度為8mm,材料采用與機(jī)體相同的合金鑄鐵材料。通過輻射噪聲計算,得到了柴油機(jī)輻射聲功率譜,并與原型相比較。如圖9所示。圖9原型與帶加強(qiáng)板模型的輻射聲功率頻譜由圖9可知,在200Hz以上聲功率級都有所降低,其總聲功率級降低幅度達(dá)到5dB。其中油底殼的輻射噪聲得到了有效控制,有效地減少了機(jī)體振動對油底殼的傳遞,這也是柴油機(jī)輻射噪聲有所降低的主要原因。因此,采用加強(qiáng)板結(jié)構(gòu)對柴油機(jī)結(jié)構(gòu)噪聲的降低起到了有效的作用。5結(jié)語(1)利用有限元法和邊界元法聯(lián)合求解的數(shù)值方法能夠預(yù)測出柴油機(jī)結(jié)構(gòu)噪聲特性。(2)通過柴油機(jī)的聲譜分析,可得到柴油機(jī)表面具有代表性節(jié)點的輻射聲壓級頻譜,從頻譜圖中可以看出柴油機(jī)各部位表面聲壓級的分布情況。并建立半消聲室模型,進(jìn)行輻射噪聲計算,得到柴油機(jī)表面輻射聲功率譜,確定對