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回天586硅酮免垫片密封胶 耐油型 油底壳密封胶 发动机密封胶 黑色 55克
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汽车发动机油底壳的振动噪声性能分析与优化(正文)
汽车发动机油底壳的振动噪声性能分析与优化
    摘要：用CAE方法分析某柴油发动机油底壳的振动噪声性能。通过油底壳的模态分析、发动机多种工况下的频响分析、辐射噪声及隔声分析、自由场的1米噪声回放等系列仿真计算，从振动级、辐射声级、声传递损失及声音品质综合分析和评价油底壳的振动噪声性能，并对原油底壳进行振动、噪声、品质优化。关键词：CAE油底壳模态分析频响分析振动级辐射声隔声声音品质振动噪声性能优化引言汽车发动机噪声辐射主要来源于“薄壁结构”，例如油底壳、阀盖、正时齿轮罩。由于油底壳承受着相对居高的发动机缸体的激励，所以在发动机结构噪声中油底壳的贡献所占比例较明显。本文描述了在汽车发动机油底壳开发设计前期、实物样件试制之前，用CAE分析手段对油底壳振动噪声性能进行分析与预测，并指导油底壳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。在理论上,只要激励频率范围从零扩展到无限大,那么系统的动态特性也就完全确定，本文在没有发动机整机的三维数据但具备惯性参数时施加多工况下的虚拟力载荷作为输入,用频响法有效地模拟与分析发动机油底壳的动态响应。用边界元方法进行自由场中油底壳的辐射噪声分析，在油底壳顶部生成刚性面以防止油底壳内表面振动引起的噪声干扰。隔声分析中利用声构耦合方法，声源类型为模拟扩散场的分布平面波。油底壳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，场点的模拟声音信号通过发动机阶次跟踪方法获得，得到的声音品质主观评价结果可以应用于后续的成对比较法中。作为优化设计结果，本文提供了同等材料的改进油底壳结构，从振动级、辐射声、隔声、声音品质的计算分析全面比较优化设计前、后油底壳的振动噪声性能。1原油底壳辐射噪声的仿真通过试验测试得到发动机整机的惯性参数,由此换算出油底壳之外部件的惯性参数并生成相应的质量单元,用模态法进行多工况下的动力响应分析，，得到各转速下油底壳的振动响应,用阶次跟踪分析油底壳的辐射噪声。1.1采用发动机整机惯性参数的模型建立利用试验测得的发动机整机的惯性参数建立整机有限元模型,如图1所示。图1发动机整机有限元模型1.2发动机整机模态计算分析发动机整机模态频率计算的理论背景是多自由度系统的自由振动方程,其数学模型如下式（1）所示。其中mij=mji,kij=kji。上式简化写成式（2）。第i阶固有频率如式（3）所示。其中为对应于固有频率fi的主振型阵，Ki为第i阶主刚度，Mi为第i阶主质量。用VirtualLabNoise&Vibration模块进行发动机整机的模态计算，模态计算分析上限截止频率是后续的动态响应分析上限截止频率的至少两倍以上。为了与改进后的油底壳结构相比较，暂不妨列出前十阶模态计算结果，如表1所示，相关的油底壳各部位的定义如图2所示。图2油底壳各部位的定义表1原油底壳发动机整机前十阶模态计算结果1.3发动机整机动态响应计算分析假设发动机整机受简谐激励，相应的动力学方程如式所示，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。利用VirtualLab软件用边界元法进行声传递损失的计算。作为参考，仅列出某一转速下原油底壳的声传递损失频谱曲线，如图18所示。图18原油底壳的声传递损失频谱从上图18可以看出，原油底壳的声传递损失变化浮动较大，而且在结构模态频率点附近,即142Hz、173Hz、211Hz、227Hz附近，声传递损失明显下降，说明在这些模态频率附近其隔声性能下降从而其透射声功率明显增大。这是因为，当声源激励频率接近发动机结构模态频率时油底壳上的两波发生共振而产生波的吻合,此时油底壳的振动与空气中声波的振动达到高度耦合，声能大量地透射过油底壳。声源激励大小为1Pa、分析步长为2Hz时2000Hz内原油底壳的总透射声功率为86.68dBrms。本文的第4节将针对低频段的噪声进行优化，设计出一款减少低频段透射噪声的油底壳。3原油底壳声音品质的仿真3.1模型建立参见图9。3.1合成声音采集图19至图23分别为原油底壳上、下、左、右、前方一米远处场点的辐射声音合成信息。从声音回放可以感觉到，各场点的声音在听觉上抖动频繁而且比较粗糙，随着发动机转速的提高声音变得尖锐刺耳。4噪声优化噪声优化分两个步骤，即，先对原油底壳进行形貌优化，之后采取橡胶隔振措施达到更好的减振降噪效果。形貌优化的目的主要是为了加强油底壳的刚度、减小低频段的振动噪声；而橡胶隔振器阻尼大，吸收机械能量强，尤其是吸收高频能量更为显著，可以用来控制结构振动参量（例如，加速度）并降低辐射噪声参量（例如，声功率级、声压级）。4.1油底壳改进后的发动机整机模型对油底壳进行形貌优化后再用橡胶材料采取隔振措施，发动机整机模型如图24所示。图24油底壳改进后的发动机整机模型4.2油底壳改进后的发动机整机模态计算分析油底壳改进后的发动机整机前十阶模态计算结果如表2所示。表2改进油底壳后发动机整机前十阶模态计算结果从表2可以看出，油底壳改进后的发动机整机第一阶模态频率较原来的第一阶模态频率提高87.2%，模态数明显减少。4.3油底壳改进后的动态响应计算分析对应于原油底壳，图25至图30分别为改进后油底壳的左侧、右侧、前侧、前底部、后底部、斜坡部位某点的振动加速度级。可以看出，改进后油底壳的振动加速度级明显降低。4.4油底壳改进后的辐射噪声计算分析图31为发动机某一转速（与1.4中的工况相同）时改进后油底壳上、下、左、右、前侧五个场点处的声压级频谱。图31改进后油底壳上、下、左、右、前侧五个场点处的声压级频谱从图31可以看到，改进后的油底壳辐射声压级在低频段降幅较明显，而且上、下、左、右、前侧1米远的五个场点其总辐射声压级均明显降低，分别为54.7dBrms、61.1dBrms、57.2dBrms、56.6dBrms、46.5dBrms，较原油底壳的总辐射声压级分别降低9.6dBrms、8.3dBrms、8.9dBrms、12.3dBrms、20.7dBrms。用阶次跟踪法计算各工况（与1.4中的各工况一致）下的辐射声功率级，如图32所示。图32各工况下优化后油底壳的辐射声功率级分布从图32可以看到，改进油底壳的辐射声功率级明显降低，而且在500Hz内的中、低频段结构件的模态频率附近没有出现明显的噪声辐射峰值，而且每个转速下的总辐射声功率级均明显降低。4.5改进后油底壳的声传递损失计算分析利用VirtualLab软件用边界元法进行声传递损失的计算。作为参考，仅列出某一转速（与2.2中的工况一致）下改进后油底壳的声传递损失频谱曲线，如图33所示。图33改进后油底壳的声传递损失频谱从上图33可以看出，改进后油底壳的声传递损失虽然在一些结构模态频率点附近仍然明显下降，但是已消除了240Hz以下低频段的声传递损失盲点。声源激励大小为1Pa、分析步长为2Hz时2000Hz内改进油底壳的总透射声功率为83.98dBrms，较原油底壳的总透射声功率降低2.7dBrms。4.6改进后油底壳的声音品质分析图34至图38为改进油底壳上下左右前侧五个场点处的辐射声音合成信息。从声音回放可以感觉到各场点的声音强度减弱而且在听觉上抖动减少，随着发动机转速的提高声音过度平滑浑厚，跟原油底壳辐射噪声相比整体上令人愉悦。5结语通过形貌优化和橡胶隔振器的采用，在有效减小油底壳的结构振动加速度级、降低辐射噪声级和总透射声功率的同时也改善了其声音品质。本文旨在汽车发动机油底壳开发设计时，探索油底壳本身振动噪声性能分析与评估方法，由此为设计结构优化、材料选型、工艺设计等技术领域提供关于振动噪声性能评估依据。用CAE方法从结构模态分析、动态响应分析、辐射声分析、隔声分析、声音品质分析等系列仿真计算综合评价汽车发动机油底壳的振动噪声性能，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。现代振动噪声控制包括两个层面，其一是降低结构振动级和噪声的声压级，其二就是调节产品的声音特性，通过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，营造一个令人舒适的车内外环境。1.师汉民.机械振动系统.华中理工大学出版社，1999.2.马大猷.噪声与振动控制工程手册.机械工业出版社，2002.
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编辑：李晨
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