車用汽油發(fā)動機減振降噪改進開發(fā)

2013-06-07 by:廣州有限元分析、培訓中心-1CAE.COM 來源:仿真在線

汪建忠黃海波王建昕來源:LMS
關鍵字:CAE LMS 汽油機減振降噪數值仿真試驗驗證

我國政府在推出車輛強制排放限值之后,又對乘用汽車噪聲、油耗等指標提出了強制標準。文章分析了當前國內和國際噪聲法規(guī)及研究現狀,并以四缸多點噴射發(fā)動機為研究實例。運用先進的數值仿真軟件GT-POWER進行改進方案設計,并運用比利時LMS測試系統(tǒng)對關鍵零部件、發(fā)動機總稱進行了試驗驗證及改進,同時配合整車進排氣系統(tǒng)改進,降低了發(fā)動機和整車噪聲,取得了較好綜合降噪效果。

我國政府繼對車輛排放強制限值之后,又對汽車噪聲、油耗等指標提出了強制性限值標準。GB1495-2002《汽車加速行駛車外噪聲限值及測量方法》,規(guī)定在2005年1月1日起,對新認證車型將實施第二階段噪聲限值,M1類乘用車須達74dB(A)。新頒布的GB19578-2004《乘用車燃料消耗量限值》,規(guī)定各型車輛也應分階段達到Ⅰ、Ⅱ階段油耗限值。這對當前國產的M1類第二類車(下稱:輕型車),存在挑戰(zhàn),須進行改進和優(yōu)化。
歐、美等汽車大國已遠遠走在我國前面。歐洲經濟委員會,加大了對各類車輛噪聲排放的限制,在過去20年,乘用車降低了8分貝,卡車降低了11分貝。這些發(fā)達國家測試手段、評估流程先進,在設計上,已經使用虛擬設計軟件進行噪聲、振動預測和改進,同時通過對聲音品質研究,開發(fā)出不同聲音品質車型,一適應不同國家和地區(qū)需求。在歐洲,柴油機的噪聲振動已經控制在可以配裝到乘用車的水平,且柴油機配裝比例已超過40%。
我國在80年代就認識到配裝發(fā)動機噪聲水平是決定整車噪聲水平的關鍵因素。但由于種種原因,其噪聲水平和低噪聲技術能力與先進國家的差距越來越大。究其原因有:(1)執(zhí)行車輛和發(fā)動機的噪聲法規(guī)力度不夠,噪聲控制的行政管理制度比國外寬,降噪的研究工作的動力性不夠;(2)創(chuàng)造性的關鍵技術研究不夠,僅滿足于跟蹤和達標的治理;(3)研究隊伍和研究條件薄弱,在振動、噪聲方面的研究機構缺乏相應的資金、項目支持。由此,造成了我國輕型汽車、發(fā)動機及相關零部件在噪聲、振動、嘯叫或振動舒適性(下稱:NVH)研究手段落后、成果轉化率低的局面。
本文針對國內外目前在減振降噪方面的現狀和差距,借鑒歐美汽車發(fā)達國家的降噪設計和試驗方法、技術措施和數值仿真分析技術,結合企業(yè)實際,探索建立了提高減振降噪水平的發(fā)動機產品改進開發(fā)技術路線。
1 車用發(fā)動機噪聲分類及評價指標
發(fā)動機噪聲可以按噪聲輻射的方式分為兩類:直接向大氣輻射的空氣動力噪聲和通過發(fā)動機表面向大氣輻射的表面輻射噪聲。進氣噪聲、排氣噪聲、風扇噪聲屬于空氣動力噪聲。發(fā)動機內部燃燒爆發(fā)壓力產生的燃燒噪聲和內部零件在運動機械力作用下產生的機械噪聲,是通過發(fā)動機的外表面的振動向大氣輻射傳播的,叫做發(fā)動機表面輻射噪聲。
表1列出了歐洲整車通過噪聲限值及發(fā)動機1米噪聲控制指標。對乘用車而言,發(fā)動機在標定條件下,其1米噪聲一般控制在94~96dB(A),不超過96 dB(A)。若整車未采取額外的屏蔽措施,則發(fā)動機1米噪聲還應控制在94~95 dB(A)或以下。

表1 當前歐洲整車通過噪聲限值及發(fā)動機噪聲推薦控制指標

國內發(fā)動機1米噪聲水平與國外同類機型存在一定差異。以2L~3L發(fā)動機為例:汽油機一般在95~97dB(A);柴油機一般在98~103 dB(A)。單純降低發(fā)動機1米噪聲并不難,難點在于在降噪的同時,還必須降低油耗、排放,而改進油耗、排放的一些措施,如提高壓縮比可以提高熱效率,降低油耗,但燃燒噪聲會增加。隨著國Ⅱ、國Ⅲ排放及Ⅰ、Ⅱ階段油耗限值的相繼實施,發(fā)動機降噪設計必須在動力性、經濟性、排放等指標之間進行綜合平衡和折中。
2 某汽油機原機噪聲測試分析結果
通過采用1米噪聲測量、燃燒噪聲測量、近場聲強測量、階次跟蹤測量、振動測量等多種方法對某4缸多點噴射汽油機進行全面測試,發(fā)動機原機1米噪聲94.8dB(A),搭載為原整車的加速通過噪聲76.7dB(A)。發(fā)動機主要噪聲源在:發(fā)動機前端,底部及汽缸體裙部等。對應的發(fā)動機主要部位為前端輪系(輔件)、排氣、油底殼等。
控制表面噪聲一般有三個途徑:(1)噪聲源的控制和優(yōu)化,如優(yōu)化燃燒激勵、活塞拍擊等;(2)通過改變結構,改變發(fā)動機零件的剛度和阻尼,增加噪聲和振動在向發(fā)動機表面?zhèn)鞑ミ^程中的衰減;(3)采取屏蔽措施,發(fā)動機表面噪聲阻隔在屏蔽空間內。本課題主要從發(fā)動機激勵、結構傳遞進行降噪開發(fā)。發(fā)動機前端主要布置有助力轉向泵、空調壓縮機、風扇等附件,因其改進可納入整車改進內容。
3 汽油機改進開發(fā)數值仿真
3.1 改進約束邊界、目標及主要改進方向
燃燒噪聲優(yōu)化必須兼顧油耗指標,根據對原發(fā)動機測試水平、結合當前零部件制造現狀,對發(fā)動機噪聲優(yōu)化、改進提出如下邊界條件:即燃燒室結構形式不做大的改進;最高爆發(fā)壓力在60bar以內;氣門機構不做大的調整。
3.2 油耗約束下的燃燒噪聲優(yōu)化改進
根據以上約束條件,為同時滿足油耗指標和燃燒噪聲條件,優(yōu)化改進以進氣道長度、壓縮比、進氣開啟相位、排氣關閉相位為可變因素,以比油耗、最高爆發(fā)壓力為約束條件,并參考活塞力、軸承力等參量的變化,針對滿足功率、扭矩、燃燒噪聲指標進行多目標優(yōu)化。數值仿真過程采用各可變因素逐一代入經標定的整機熱力學模型,遍歷計算出各可變因素的參數改變對比油耗、最高爆發(fā)壓力、活塞力-速度-加速度、連桿軸承力、主軸承力等評價指標的影響趨勢,篩選出各可變因素的優(yōu)化參數值。
3.2.1 整機熱力學模型
采用美國GT-POWER發(fā)動機熱力學CAE分析軟件,建立該被評估發(fā)動機整機熱力學模型如圖1所示。整機熱力學模型建立后,對該模型進行參數輸入和調整,模型中涉及配裝整車的進氣系統(tǒng)和排氣系統(tǒng)的相關參數,如空氣濾清器、排氣消聲器及其管路,參照某研究車型實際參數設置,然后根據原機試驗數據進行模型標定。考慮到模擬與試驗本身存在一定的差異以及全工況標定工作量太大,因此對該模型僅按原機外特性的扭矩、功率和比油耗試驗數據進行了標定。
標定結果表明,在外特性上,模型仿真計算值與實測值的均方相對誤差不大于3%,達到工程設計允許的精度要求?？梢杂糜趯訖C改進設計的數值仿真試驗評價和優(yōu)化分析。為在評價前述可變因素對整機動力性、經濟性能影響的同時,考察各因素對進排氣噪聲影響,在模型的進氣口和排氣口模塊插入了麥克風模塊,將進氣口和排氣口作為點聲源,兩麥克風與點聲源距500mm,并成45°夾角。

圖1 被評估發(fā)動機整機熱力學模型

3.2.2 數值仿真計算結果
數值仿真過程采用各可變因素逐一代入經標定的整機熱力學模型,遍歷計算出各可變因素的參數改變對比油耗、最高爆發(fā)壓力、活塞力-速度-加速度、連桿軸承力、主軸承力等評價指標的影響趨勢,然后分析比較篩選出各可變因素的優(yōu)化參數值。數值仿真計算結果匯總列于表2中。

表2 各可變因素對評價指標的影響的數值仿真結果

1)進氣總管長度的單因素影響對比分析
在原機標定模型的基礎上,調整進氣總管的長度(管徑不做調整),從20mm到60mm,均分為10段,建立系列計算模型。經計算得到不同進氣管長與比油耗的關系,從迭代結果看,當管長為40mm時,比油耗(BSFC)最低。確定管長為40mm,對應計算出的缸內最高爆發(fā)壓力等指標列于表中。
2)壓縮比的單因素影響對比分析
根據經驗判定,原設計壓縮比略偏低,為提高燃燒速度和發(fā)動機熱效率,需適當提高壓縮比,但根據當前汽油機設計情況,一般壓縮比均10以下,故此處對壓縮比的設計驗證選取9、9.5、10三種情況。選取原則是:最高爆發(fā)壓力不超過上限值,對應油耗改善明顯。從表2數據看,隨著壓縮比增加,比油耗降低。這一結論在不同的轉速下也成立。但是不同轉速工況下第一缸內最高爆發(fā)壓力仿真數據表明,在不同的轉速下,隨壓縮比增加,最高爆發(fā)壓力增加。當壓縮比10=ε時,最高爆發(fā)壓力已超過由約束條件[60bar],考慮到制造公差造成的壓縮比變動,故壓縮比調整為看5.9=ε即能降低油耗,又滿足噪聲控制約束條件。
3)排氣關閉相位(EVC)的單因素影響對比分析
排氣關閉相位的調整是基于原型機的參數為基準,+5°CA表示在原基礎上向前調5°CA;0°CA表示在原基礎上不作調整,-5°CA表示在原基礎上回調5oCA。排氣關閉相位的數值仿真范圍是在原機參數基礎上,調整排氣關閉相位,從-10°CA到+10°CA,仿真出5條不同轉速下的比油耗曲線,就單因素對油耗的影響看,不再調整排氣正時為最佳。其對應的動力學參數仿真計算結果,也滿足相應約束條件要求。
4)進氣開啟相位(IVO)的單因素影響對比分析
進氣開啟相位的調整是同樣是基于原型機的參數為基準,+5°CA表示在原基礎上向前調5°CA;0°CA表示在原基礎上不作調整,-5°CA表示在原基礎上回調5oCA。進氣開啟相位的數值仿真范圍是在原機參數基礎上,調整進氣開啟相位,從-20°CA到+20°CA,每隔5oCA仿真出1條不同轉速下的比油耗曲線,就單因素對油耗的影響看,在3200rpm前,+5°CA曲軸轉角,比油耗最佳;在3200rpm后,滯后5度曲軸轉角,比油耗最佳。為此再進一步在標定轉速下仿真計算了進氣開啟相位對功率的影響,如表2中所示,若采用+5°CA方案,功率可以適當提升,3200RPM轉速以上的各點比油耗也相對較低。但對中低轉速工況不如-5°CA方案優(yōu)。故需與其他因素綜合考慮來確定最終方案。將+5°CA和-5°CA方案均代入模型。
兩個方案對應的動力學參數仿真計算結果,都滿足相應約束條件要求,但+5°CA對應的活塞力和軸承力更低,這對降低發(fā)動機噪聲有利。
3.3 四因素的綜合評定
    根據上述分析,綜合評定,分析認為:
    1)進氣總管長度取40mm對油耗相對最優(yōu),且滿足噪聲約束條件;
    2)壓縮比ε取9.5對油耗改善效果消耗,且滿足噪聲約束條件;
    3)排氣正時EVC在基礎上-5°CA,滿足油耗較優(yōu);
    4)進氣正時IVO在原基礎上增大5°CA,滿足油耗較優(yōu);
3.4 關鍵評價點油耗
按歐洲評價方法,關鍵評價點油耗主要是指在1bar/1500rpm;2bar/2000rpm;3bar/3000rpm 三工況點的比油耗。在CAE模型中加入PID控制器,仿真計算的優(yōu)化效果見表3

表3 優(yōu)化前后三關鍵點油耗仿真計算結果 (g/kW.h)

3.5 改進發(fā)動機后的排氣降噪聲效果
對優(yōu)化方案前后的排氣口噪聲進行數值仿真計算,結果如表4所示:

表4 優(yōu)化前后排氣口噪聲對比表 dB(A)

4 發(fā)動機重要零部件改進開發(fā)
對燃燒激勵得到優(yōu)化控制后,另一方面需從發(fā)動機重要零部件進行結構優(yōu)化。根據經驗和借鑒專家意見,先后對發(fā)動機汽缸體、缸蓋罩、油底殼、前端蓋、排氣隔熱罩等件進行了結構改進。圖2為汽缸體改進前后對比圖,對汽缸體裙部通過采用加筋等方法,提高結構剛度,增加其對振動噪聲率減系數,降低該部位的振動和噪聲。

圖2 改進前后缸體表面結構實物對比圖

5 試驗設計及試驗驗證
5.1 試驗設計
試驗分兩種狀態(tài)和階段進行驗證。一是,發(fā)動機在試驗臺架上的驗證;二是,發(fā)動機搭載整車進行通過噪聲驗證。在臺架上進行測試的主要目在于測量改進后發(fā)動機1米噪聲值,與改進前進行數值對比,以評估改進效果。
發(fā)動機及改進系統(tǒng)搭載整車試驗驗證的主要目的在于驗證改進后的動力總成及排氣系統(tǒng)對整車通過噪聲的改善效果和貢獻量。試驗環(huán)境選擇機場附近的水泥平直路面或與GB1495-2002準標相近似的準測試路面。
5.2 試驗測試儀器
試驗采用比利時LMS公司的TEST.LAB測試系統(tǒng),包括:旋轉機械及譜采集測試系統(tǒng)、1M聲壓級測量主要儀器。測控系統(tǒng)采用AVL發(fā)動機穩(wěn)態(tài)測控臺。
5.3 改進零部件試驗驗證
基于以上測試環(huán)境及測試手段,對改進發(fā)動機零部件進行,如缸體、缸蓋罩等進行不同組合驗證。根據成本和其效果,找出較好性價比的應用方案。
5.4 整車加速通過噪聲驗證
配合整車的其他改進措施后,按GB1495-2002標準進行整車加速通過測試。在平直水泥路面上測試結果,改進前:76.7 dB(A),改進后:74.2 dB(A),降低2.5 dB(A) 。改進后,在國家法定檢測機構測試結果:73.8 dB(A),達到國家法規(guī)限值。
6 結論
(1)雖然我國已將噪聲限值法規(guī)與歐洲等汽車發(fā)達國家的差距減小到很小程度,但整體減振降噪能力,包括人才儲備、試驗環(huán)境、系統(tǒng)方案和經驗,與歐洲等汽車發(fā)達國家相比卻有更大差距。
(2)應用先進的發(fā)動機CAE仿真分析軟件,提出了系統(tǒng)解決噪聲、油耗改進和優(yōu)化方案,為節(jié)約成本,縮短改進時間起到了重要作用。
(3)自主改進的試驗結果看,發(fā)動機1米噪聲降低了1.3dBA。同時配合整車改進措施,整車加速通過噪聲降低了2.5分貝,并使整車加速通過噪聲達到了GB1495-2002第二階段限制要求。這表明國產輕型汽車經過改進優(yōu)化仍具有一定的市場優(yōu)勢。

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