完善的項目前期工作預示著更少的項目后期風險，這也是CAE工作的重要意義之一。在整機開發(fā)的前期（概念設計和布置設計階段），由于沒有成熟樣機進行NVH試驗，很難通過試驗的方法預測產品的NVH水平。因此，通過仿真的方法對整機NVH性能進行分析甚至優(yōu)化顯得十分重要。

眾所周知，發(fā)動機NVH是個復雜的概念，包括發(fā)動機的振動、噪聲以及個體對振動和噪聲的主觀評價等。客觀地說，噪聲與振動也相互聯系，因為發(fā)動機一部分噪聲由結構表面振動直接輻射，另一部分由發(fā)動機燃燒和進排氣通過空氣傳播。除此之外，發(fā)動機附件（如風扇）也存在噪聲貢獻。本文僅考慮發(fā)動機結構振動問題，即在主軸承載荷、燃燒爆發(fā)壓力和運動件慣性力的作用下，對發(fā)動機結構振動進行分析以及與試驗的對比。發(fā)動機結構噪聲的激勵源主要包括燃燒爆發(fā)壓力、氣門沖擊、活塞敲擊、主軸承沖擊、前端齒輪/鏈驅動和變速器激勵等，這些結構振動又通過缸蓋罩、缸蓋、缸體和油底殼等傳出噪聲。

發(fā)動機結構振動分析方法簡介

如圖1所示，發(fā)動機結構噪聲分析方法包括以下幾個步驟：

1. 動力總成FE建模及模態(tài)校核

建立完整的短發(fā)動機和變速器裝配的有限元模型；對該有限元模型進行模態(tài)分析，通過分析結果判斷各零件間連接是否完好；通過分析結果判斷動力總成整體模態(tài)所在頻率范圍是否合理，零部件的局部模態(tài)頻率是否合理，若存在整體或局部模態(tài)不合理的情況，需要對結構進行初步更改或優(yōu)化。

2. 動力總成模態(tài)壓縮

縮減有限元模型，得到動力總成的剛度、質量、幾何以及自由度信息，用于多體動力學分析。

3. 運動件簡化模型建立

發(fā)動機中的部分動件不用進行有限元建模，可作簡化處理，形成梁-質量點模型，用于多體動力學分析。其中包括：活塞組、連桿組和曲軸及其前后端。

4. 動力總成多體動力學分析

在定義了動力總成各零部件間連接并且已知各種載荷的情況下，對動力總成進行時域下的多體動力學分析，并對得到的發(fā)動機時域和頻域下的動態(tài)特性進行評判，同時，其輸出用于結構振動分析。

5. 動力總成結構振動分析

基于多體動力學分析結果，對整個動力總成有限元模型進行強迫振動分析，得到發(fā)動機本體、變速器以及各種外圍件的表面振動特性，進行評判和結構優(yōu)化。

實例分析

1. 分析對象

以一款成熟的直列四缸1.5L發(fā)動機為平臺，針對其結構振動問題，對其進行結構振動CAE分析，并與其臺架試驗結果相比較。發(fā)動機的部分參數如下：缸徑75mm，沖程85mm，缸間距84mm，最大缸壓6MPa。

2. 坐標定義

為了便于以后敘述，對動力總成進行了坐標定義（見圖2）。

3. 動力總成有限元建模及模態(tài)校核

整個動力總成包括42萬節(jié)點和54萬單元。其中，缸體、缸蓋和缸蓋罩為六面體單元；油底殼、進排氣歧管為四邊形殼單元；變速器及支架為二階四面體單元；其他外圍零件則簡化為質量點，并通過梁單元與機體相連。圖3為其有限元模型，模態(tài)分析結果和試驗結果如表所示。

動力總成固有頻率結果

通過上表可以看出，CAE分析和模態(tài)試驗得到的動力總成主要模態(tài)結果比較接近，在允許的誤差以內。所以，此模型具有可信性，可以用于強迫響應計算。當然，從分析和試驗的結果也可以看出，本款發(fā)動機的整體彎曲模態(tài)偏低，有必要進行結構優(yōu)化。

動力總成動力學分析

1. 整機臺架振動試驗

在半消聲室中進行整機振動測試（見圖4），其中，對多處重要的發(fā)動機及其外圍部件表面位置安裝了傳感器。本實例選擇了3處傳感器位置進行分析，包括變速器支架端（三向傳感器）、差速器底部（三向傳感器）以及缸體群部中部（單向傳感器）。傳感器輸出為速度信號。試驗中測試了發(fā)動機在2 000r/min、4500r/min和5 500r/min共3個轉速下的振動特性，其中，每個轉速下分別對空載、半載和滿載進行了測試。

2. 動力學仿真分析

通過EXCITE Power Unit建立的動力學模型主要包括發(fā)動機零部件、零部件間連接和加載載荷信息。動力學模型為非線性系統，其中包括所有的線性零部件和部分非線性的零部件連接。

由于客觀條件的限制，加載載荷只考慮了燃燒壓力、主軸承載荷，而配氣機構載荷、變速器載荷和活塞敲擊沒有考慮在內。另外，分析得到的結果為動力總成的表面速度，用于與試驗結果進行對比。主軸承載荷和氣缸爆發(fā)壓力見圖5、圖6。

計算工況選擇發(fā)動機滿載工況，轉速從2 000r/min到5500r/min，每500r/min 計算一次。

3．仿真結果與試驗結果的比較

（1）變速器支架端振動結果比較?

仿真和試驗的1/3倍頻程結果和Campbell如圖7～9所示。

從結果可以看出，X方向上：計算與試驗結果都在4 000r/min以上出現寬頻帶的響應；500Hz以下的頻率范圍中，計算與試驗同時反映出3.5和5.5諧次的振動響應，幅值接近105dB；250～500Hz范圍內，計算和試驗的幅值狀態(tài)也一致；高速下，高頻帶700～800Hz反映出另一共振區(qū)域，但頻率稍有差異。

Y 方向上：計算與試驗結果都明確反映了2.5諧次的振動響應；4 500r/mim以上，計算與試驗結果都明確反映出200～700Hz的寬頻帶響應，幅值大小也基本一致。

Z方向上：計算與試驗結果都明確反映了2諧次和3.5諧次的振動響應；計算與試驗結果都明確反映出，Z向振動以300以下的諧頻響應為主，在220Hz附近受動力總成彎曲模態(tài)的影響，但無明顯的共振現象發(fā)生。

（2）差速器底部振動結果比較

類似于變速器支架端振動結果的比較，進行差速器底部仿真和試驗結果的比較，得到以下結論：各個轉速下，除低頻外，兩者在整個分析頻域下都比較接近；低頻處的不協調可能是由于懸置橡膠參數的不準確造成的，需要對橡膠參數進行進一步測試。

（3）缸體群部中部振動結果比較

類似于變速器支架端振動結果的比較，進行缸體群部中部仿真和試驗結果的比較可以看出：大部分分析頻率范圍內，試驗和仿真結果比較接近。

結語

基于有限元及系統動力學耦合方法進行發(fā)動機振動分析，在一定程度上能夠有效地、準確地預測發(fā)動機（包括變速器）本身的振動特性。在沒有試驗樣機的情況下，能夠使用該方法結合AVL-EXCITE和相應的有限元分析軟件，對發(fā)動機的振動特性進行正確地預測和合理的優(yōu)化工作。該方法可用于整機振級的判定、懸置位置選擇及特性校驗、振源及傳遞特性分析等。

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