三缸发动机降振技术研究

摘要：现代发动机向着功率和效率双高方向发展，车内振动噪声主要源自于发动机总成的振动。随着驾乘人员对汽车NVH 特性关注度越来越高，如何降低此部分震动并进行传递过程的隔离和切断时整车设计的关键内容。根据三缸发动机的机构振动原理建立有限元模型，并进行仿真分析。对发动机的振动优化进行探讨，完成发动机的减振优化过程。为发动机降低振动，提高汽车舒适性提供参考。

引言

汽车NVH 的意思是噪音（Noise）、振动（Vibration）和声振粗糙度（Harshness），由于它们同时产生和对车辆进行干扰，并且在车辆等机器中不可分割，所以NVH 经常被放在一起研究。一般来说，所有与汽车振动和噪声类似的问题都属于汽车NVH 特性研究的对象。以汽车NVH为研究对象，汽车是一个由激发源（发动机、变速器等）、振动传感器（由悬架系统和侧接器组成）和噪声发射器（车身）组成的系统。本文以某汽车三缸发动机为研究对象，运用多体动力学理论分析了发动机缸盖、缸体和侧盖处的振动和噪声源特性。利用有限元理论分析了气缸盖、缸体和侧盖在振动噪声源频段内的模态。最后，利用边界元法对优化后的车身覆盖层效果进行了预测。从仿真的角度对三缸发动机机体各部分的模态进行了研究，并提出了改进措施，对汽车发动机减振技术的发展具有重要意义。

1 三缸发动机的机体振动噪声源的仿真分析

1.1 影响因素分析

发动机的辐射噪声与结构振动密切相关。忽略噪声的方向性影响，本文采用1/3 倍频带分析，该方法适用于分析机械的噪声。建立在这个基础上，利用振动速度法确定了辐射噪声的主要来源。这些部件合成的发动机总声功率级，是指用振动速度法得到的各部件声功率计算合成的整机总声功率，测量的总声功率是指发动机在消声室中测量和计算的总声功率。

1.2 整机有限元建立

本文研究对象是三缸涡轮增压式直列发动机，发动机结构与四缸发动机除缸数不同，其余皆相同。其缸径、冲程、连杆长度、缸间距测量结果分别是75.5mm、81.84mm、131mm、82mm，如图1。

本文只对在燃气压力激励下的振动情况做出研究分析，建设的模型主要包含固定件和运动件。本文仿真分析是为了观察整个三缸机的振动状态，同时适用于计算机操作，简化了局部的细微特征。整个机器由大约55 万个三维实体单元组成的有限元模型以及大约100 万个节点。由110 万个实体单元和200 多万个节点组成的曲轴系统，如图2 所示。所用的车身安装连接件也表现出较强的非线性，也可视为非线性阻尼/弹簧，图3 显示了一个支撑点的安装方式，每个安装点在三个方向上定义了一个连接器。每个方向的刚度和阻尼特性应通过实验确定。

1.3 边界条件和载荷

利用Ansys 软件对整个机器模型的自由度进行了约简，得到了一个方便的约简模型。本文构造子结构的方式是简化自由度，能有效分析结构的质量和刚度。当发动机受到激励引起油盘振动时，发动机的传动系统对多个对象进行动态分析，利用此振动作为边界条件对油底壳进行频率响应分析。在软件中嵌入了发动机传动系统的模型，这个模型不是本文的主题，所以不会过多地讨论，基于此工况为发动机的极限转速工况，稳态工况—转速高达6000r/min。大部分油底壳振动通过螺栓从缸体传递到油底壳，只需要提取20个螺栓孔的加速度谱曲线即可。由螺栓的加速度频谱曲线可以看出，在200Hz 时出现了一个峰值，原因是在6000r/min 的工况下，本文研究的三缸四冲程发动发动机点火激励频率为：

其中，n 为发动机转速，N 为汽缸数。

缸外负荷的压力数就是被称为发动机负荷，通常是由试验数据而来。作用在活塞上的气爆压力是其主要作用形式，传递路径为活塞-连杆等机构-曲轴，使曲轴产生两种变形：弯曲和扭转，不平衡振动也就由此产生。

1.4 仿真结果

计算工况选取1000-5500rpm，间隔500rpm 确定为一种工况进行计算，以四个工作循环为一个完整工期计算，上述研究表明，发动机振动与辐射噪声之间的关系与车身振动之间具有独特的关系。对于特定的振动，使用该振动（或加速度）的均方值的平均值来确定噪声强度。在标定工况（2200rpm）下发动机1/3 倍频程中心频率的振动速度段。在每个1/3 倍频程的中心频段，振动速度等级较高的部件有飞轮壳、油底壳、齿轮室、进出口管等。由于机体采用非裙部结构，曲轴箱位于缸体与油底壳之间，对缸体底部有一定的约束，因此缸体振动比较不明显。根据振动与辐射噪声的关系，振动较大的部件对辐射噪声的贡献较大。

图1 发动机原型

图2 发动机整机模型

图3 悬置阻尼/弹簧连接体示意图

从输出特性曲线可以看出，所得到的每个1/3 倍频程中心频率段所对应得到的发动机振动速度级与试验所得到的该频率段辐射噪声测量结果基本对应，仿真中振动速度级大的部件在辐射噪声试验测试中对应的声功率也大。具体来看，在630Hz 频率段，该发动机振动速度级高的部件为进气管、进气道、喷油泵、油底壳，对应声功率测试结果分别为进气管（94.00406dB（A））、进气道（92.83279dB（A））、油底壳（99.28524dB（A））。800Hz 频率段，该发动机振动速度级高的部件为进气管、进气道、喷油泵、油底壳，对应声功率测试结果分别为进气管（99.06042dB（A））、进气道（95.52941dB（A））、油底壳（99.26717dB（A））。

2 发动机振动优化研究

2.1 发动机优化整体分析

解耦对于隔振是一种用起来比较方便的措施，它是设计初期原始参数选取和怎么布置悬架的主要方法。当车速范围较小时，表示系统固有频率的上限值和下限值。此外，发动机装配系统中的某些频率可以与车辆的其他部件产生共振，对这样的一些频率的范围也要有所控制。

2.2 发动机激励的分析

往复惯性力以及其产生的力矩，作为引起发动机产生振动的主要扰动；除此之外还有回转离心力以及其产生的力矩；以及颠覆力矩的不平衡的简谐分量。二次往复惯性力：可见只有二次往复惯性力是不平衡的。通过一系列的计算可知引起发动机产生振动的主要扰动是：二次往复惯性力和颠覆力矩。四冲程直列三缸发动机的颠覆力矩组成部分可以从以下两方面考虑：①混合气爆燃产生的干扰力矩；②发动机曲柄连杆机构不做轴线运动导致干扰力矩。

对于多缸发动机，可以通过谐波分析各扭转缸内气体压力产生的扭矩，形成扭转振动扰动的平均扭矩和扭矩，如上所述，在周期性扰动力矩的作用下，发动机曲轴运动包含两部分。该部分是一个匀速旋转运动具有固定角速度，受平均扭矩Mm 的影响用来克服外部阻力扭矩。它使发动机与被驱动对象之间不断旋转，同时以大小相同、方向相反的反作用力对壳体产生影响。这个反作用扭矩是通过发动机框架传递的，因此外壳保持平衡，轴系统旋转。在局部隔振的情况下，平均转矩使节点相对于轴系有一定的倾斜度。另一部分是不同频率的简单扭转振动，使传动轴系的扭转振动横向产生机身的反作用转矩。它横向振动在一个轧辊，并通过连接，它创造了一个脉动反应扭矩在基地，促使车身构件产生振动。

2.3 优化结果分析和评价

全面优化结果的三种工作条件，同时，兼顾到15KM/H时悬挂振动较大，在60-90KM/H 时振动较小的动态反应，经验表明低速颤振是车辆悬架系统设计需要考虑的影响最为深远的因素，所以需要2000RPM 的优化结果作为最终解决方案，和其他条件验证的激励下，确定优化结果对其它工况隔振效果的影响程度。①固有频率分析；②隔振效果分析。

表1 动力总成各阶模态固有频率对比

发动机转速为2000rpm 时，目标函数是改变了从19.55 到17.99，下跌8.7%，取得良好结果，由表1 中数据可见除了后悬置y 向以外，其他各个方向振动隔离效果好，然后装上y 对动态反作用力的变化很小可以忽略不记。因此，综合效果是减少力的传递，达到更好的隔振效果。

作者：胡延明；孟冬玲；王凯

黄河交通学院

文章来源：汽车NVH之家