基于多体动力学的发动机噪声预测与轻量化

轻量化技术正不断应用于车身及底盘系统，而发动机作为汽车质量的重要组成部分，对其进行轻量化技术研究对于降低成本、节能减排及噪声控制至关重要^[1-2]。材料的轻量化与其可靠耐久性、刚度和强度是相互矛盾、相互影响的，因此采用轻量化技术势必会给发动机的可靠性及振动噪声带来一些影响。基于以上问题，该文搭建发动机的振动与噪声模型，并利用试验进行有效的验证，对于缸体的减重优化方案选型，引入拓扑优化方法，借助仿真方式进行处理，这样既可节约时间成本，又可以高效率处理各种方案。

1 发动机有限元模型的建立

使用ProE 软件建立发动机的三维几何数据，前处理网格划分由HyperMesh 软件完成。缸体、缸盖、罩盖、轴承盖、歧管、压缩机、发电机、进排气歧管以及部分铸件支架等由二阶四面体单元划分，油底壳及冲压支架由壳单元划分，模型的网格数量在60 万个左右。发动机有限元网格建立的连接由Tie 连接与KINCOUP 组成，不同的部件分别赋予不同的材料属性。发动机整机模型，如图1 所示。

图1 发动机整机有限元模型

2 发动机 多体动力学仿真及试验验证

2.1 柔性体多体动力学方程

相对于刚体动力学，柔性体多体动力学考虑了结构件的弹性特征对系统振动响应的影响，其模型更加符合发动机的实际工作状态，计算结果的精度更高。基于拉格朗日的柔性体多体动力学方程，如式（1）所示。

式中：δ——柔性体位移的广义坐标，mm；

M——质量矩阵，kg；

K——刚度矩阵，N/mm；

fg——重力，N；

D——阻尼系数矩阵；

γ——约束方程；

λ——约束拉格朗日乘子；

f——广义力，N。

2.2 发动机多体动力学模型的建立

采用EXCITE-PU 对曲轴进行动力学建模^[3-4]，以及建立由燃烧激励引起发动机载荷激励的多体动力学模型，如图2 所示。

图2 发动机多体动力学模型显示界面

运用EXCITE-PR 对活塞动力学进行建模^[5]，可提供活塞侧推力激励。运用EXCITE-TD 创建正时阀系激励模型，可提供进排气侧凸轮轴激励、阀系落座激励、张紧器激励及弹簧落座力激励；同样利用EXCITE-TD建立正时链轮的激励，可提供链条的激励。

通过以上多体动力学模型，运算出在特征工况（1 000，2 000，3 000，4 000，5 500，6 000 r/min） 下的0～3 500 Hz 频率范围内发动机表面振动加速度的结果。图3 示出4 000 r/min 工况（最大扭矩）下的某个频率下发动机振动加速度的云图结果。

图3 发动机在4 000 r/min 工况下的振动加速度结果

2.3 发动机表面振动加速度的对标分析

可将利用AVL-EXCITE 计算出的发动机表面振动加速度的结果作为发动机辐射噪声模型的输入边界激励，但是发动机振动的仿真结果需要借助发动机振动台架试验对其进行对标分析，验证过后再进行发动机噪声分析。

在4 000 r/min 工况下对气门室罩盖粘贴加速度传感器进行X，Y，Z 向测试，如图4 所示；气门室罩盖X，Y，Z 向加速度级仿真与试验的对标拟合图，如图5 所示。

图4 发动机气门罩盖加速度测试点

图5 发动机气门罩盖噪声声压级仿真与试验结果对比图

从图5 中可以发现，3 个方向的拟合结果一致，并且加速度级拟合的结果满足模型精度的要求，可进行下一步的发动机1 m 噪声仿真分析。因此，通过试验的验证校核，发动机表面振动激励通过仿真得出的数据是真实、有效的。

3 发动机噪声仿真与试验验证

3.1 声学边界元模型的建立

文章利用边界元法可以减少数据量和运算时间，并且只在求解域的边界进行求解的高效模式，假设声音在某流体介质中的传播速度为c，某个单元长度是L，该单元如果是线性单元，则其可以计算到的最大频率为^[6]：f_max=C/（6L）。

假设f_max 已知，则单元的长度尺寸需满足：L≤C/（6f_max）。

选取单元的最大尺寸为15 mm，得到的边界元的网格，如图6 所示。

图6 发动机噪声的声学网格

3.2 发动机振动噪声模型的建立

利用LMS-Virtualab 软件，应用边界元法及ATV法^[6]建立发动机1 m 噪声的仿真模型。首先生成发动机噪声的声学网格，如图6 所示，然后在声学网格基础上，建立发动机噪声分析的场点网格，利用发动机噪声试验中的五点测试方法进行指定方位布点，如图7 所示。

图7 发动机噪声的边界元模型

3.3 发动机噪声仿真与试验的对标分析

文章建立的发动机噪声仿真分析模型，同样需要借助试验对其仿真结果的真实性进行预判。试验室搭建的发动机振动噪声台架示意图，如图8 所示，采用五点测试法在发动机噪声指定空间的位置安放麦克风进行布点，布点位置分别为气门罩盖顶部、排气侧、进气侧、链轮罩盖侧以及油底壳底部。

图8 发动机噪声试验台架

进行发动机1 m 噪声计算时，可以根据6 个工况点（1 000，2 000，3 000，4 000，5 500，6 000 r/min）的表面振动加速度结果，计算出所对应的每个工况的5 个声场点的声压级值，同样发动机试验也要得出相应的场点声压级值。将仿真和试验的每个工况的5 个仿真点的声压级作整体平均声压级处理，拟合结果如图9所示。

图9 发动机1 m 噪声仿真与试验的总声压级对比图

从图9 中可以得出，在1 000 r/min 工况下，出现的噪声误差结果最大，数值约为3.7 dB。低转速区产生的误差略大是由于低速发动机的曲轴扭转波动较大，而且试验结果中还有一部分由气流波动产生的噪声（并非发动振动辐射产生的）没有考虑在内，所以试验值偏高于仿真值。因此，对于场点的噪声声压级仿真与试验结果误差控制在5 dB 以内，认为发动机辐射噪声仿真模型可进行项目开发应用。

4 轻量化发动机的噪声分析优化

4.1 发动机缸体减重后的噪声分析

为满足提高汽车动力性及经济性的要求，在保证发动机本体耐久性和可靠性的前提下，对厚重的缸体部件进行均匀减薄，对不影响功能的部分区域进行结构更改以达到减重的目。减重前后的缸体结构对比，如图10和图11 所示，减重后缸体比原缸体减轻了4.44 kg 左右，对于40 kg 左右的缸体，相当于减轻了10%的质量。

图10 发动机缸体进气侧结构改进前后对比

图11 发动机缸体排气侧结构改进前后对比

缸体减重后需要考虑对噪声的影响。对减重后的缸体进行1 m 噪声分析，得到原缸体与减重缸体的总声压级对比图，如图12 所示。

图12 发动机缸体减重前后总声压级对比

从图12 可以看出，减重后的缸体在5 500 r/min下的总声压级差为7.5 dB，6 000 r/min 下的总声压级差为6.4 dB，其他转速下的总声压级差在3 dB 左右。在采用相同的测量方法及测点位置时，3 dB 表示减重后发动机噪声功率约为原发动机噪声功率的2 倍，人耳能很容易地感觉到差别。对于减重后的缸体进行仿真分析后，发现减重后的噪声性能很差，需要后续进一步优化，尽可能满足客户对舒适性的需求。

4.2 发动机缸体优化后的噪声分析

提升发动机辐射噪声性能的方式有3 种：1）从降低发动机源头的激励入手；2）改变发动机的响应传递路径；3）增加发动机的刚度与阻尼结构，从而降低发动机辐射的表面激励响应。由于设计部门是从减重缸体开始，既要保证不影响发动机的噪声性能，又要达到发动机减重的效果。

因此，文章从优化缸体结构的方向入手，通过提升发动机缸体的刚度来优化噪声。经过拓扑优化的缸体的模态结果，如图13 所示，得到的结果可以保证发动机的缸体模态与原缸体的模态持平，优化后的缸体质量比原缸体减轻3.24 kg，比设计部门提出的减重缸体多增加1.2 kg，减少率为8.1%。与设计工艺部门沟通过后，实际的减重缸体加筋布置，如图14 所示。

图13 拓扑后发动机缸体进气侧布筋与排气侧布筋图

图14 优化后发动机缸体实际进气侧布筋与排气侧布筋图

重新对优化后的缸体进行整机噪声分析，结果如图15 所示。1 000，2 000，3 000，4 000，5 500 r/min 工况下优化后的缸体噪声仅比原机型高1.3 dB，6 000 r/min工况下优化后的噪声比原机型仅高2.2 dB，比设计部门提出的均匀减薄的减重缸体的噪声水平提高了很多。从中可以得出，缸体的减重设计与优化方式可以扩展应用到发动机的其他部件中，尤其是合理优化发动机的油底壳、链轮罩盖与气门罩盖是至关重要的。

图15 发动机缸体减重前后及优化后的总声压级对比

4.3 发动机缸体优化后的试验验证

对减重、优化后的样机进行振动噪声测试。通过对比优化前后的数据，验证发动机整机声学仿真模型的合理性。图16 示出发动机气门罩盖点的噪声频谱图。从图16中可以看出，优化后的整机气门罩盖点的噪声频谱分析明显好于减重的方案，在500～5 000 Hz 范围内优化效果明显，整体表现为在中高频率的优化效果显著。

图16 发动机气门罩盖点噪声频谱图

原方案、减重方案及优化方案的气门罩盖上方场点的平均声压级对比图，如图17 所示，优化后的声压级曲线在1 000～6 000 r/min 工况下确实比减重后的声压级降低了很多，而且与原方案的声压级基本保持一致，并且整体表现在中高转速下优化效果明显，与仿真值的结果吻合较好，说明发动机有限元模型及噪声边界元模型对于解决噪声问题是可信、高效的。

图17 发动机缸体减重前后与优化后试验总声压级对比

5 结论

基于柔性体多体动力学，结合有限元理论得出了发动机表面振动激励的结果，并且对标发动机振动试验结果，最终得出的发动机表面加速度级仿真结果与其试验结果拟合完全一致，验证了多体动力学模型的真实性。

通过声学边界元方法和五点测试方法，构建了发动机1 m 噪声仿真模型，利用噪声试验验证了仿真结果的最大误差在允许范围内。误差的原因是由于仿真无法模拟气流冲击产生的噪声，而这部分对于优化结构产生的辐射噪声影响不大：如果是对不同的方案进行测试，都涵盖气流的噪声；如果是对不同的方案进行仿真，则都不涵盖气流的噪声。因此利用声学有限元的发动机噪声仿真模型可预测发动机的噪声趋势。

该方法不局限用于缸体结构的轻量化研究，还可应用于其他部件方案的成本优化、轻量化材料选取等对发动机振动噪声的预判。利用以上方法进行验证，可缩短开发周期，降低研发的成本，给汽车主机厂带来不小的成本利润。