基于abaqus的某增压发动机排气热端振动问题仿真分析及优化-和记娱乐怡情博娱188

前言

排气热端是发动机的重要部件，且由于工作环境恶劣，在工作过程中承受高温、振动载荷，也是发 动机中容易发生故障的部件，而增压发动机排气热端由于温度比一般汽油机更高，且整体质量更大，所以更容易产生可靠性与nvh问题。汽车nvh特性的研究应该以整车作为研究对象，但由于汽车系统极为复杂，因此经常将它分解成多个子系统进行研究，如发动机子系统（包括动力传动系统）、底盘子系统（主要包括悬架系统）、车身子系统等。要改善汽车的nvh特性，首先是对其振动源和噪声源的控制。这就需要改善产生振动和噪声的零部件的结构，改善其振动特性，避免产生共振；改进旋转元件的平衡；提高零部件的加工精度和装配质量，减小相对运动元件之问的冲击与摩擦；改善气体或液体流动状况，避免形成涡流；改善车身结构，提高刚度；施加与噪声源振幅相当而相位相反的声音等。排气热端作为发动机子系统中的重要组成部分其振动特性直接影响到整机的nvh水平。

 

某三缸汽油增压发动机在nvh试验过程中怀疑排气热端中的gpf（汽油机颗粒捕集器）对整机噪声有较大贡献，但在nvh台架上无法排查确定gpf对噪声贡献大小。本文针对出现nvh问题采用有限元仿真分析对排气热端各零件进行排查，频响分析确定排气热端局部振动较大位置后通过优化支架结构及位置来降低局部振动加速度进而改善辐射噪声问题。经过仿真-设计优化后，频率500hz附近整机辐射噪声较大的问题得到有效解决且排气热端新设计方案各可靠性评价指标均满足设计要求并顺利通过500小时耐久性试验。

 

1 nvh问题描述与原因排查

某三缸汽油增压发动机在 nvh 试验过程中怀疑排气热端中的 gpf 对整机噪声有较大贡献，但在 nvh台架上无法排查确定 gpf 对噪声贡献大小。如图 1 整机 nvh 噪声试验数据所示，在扫频至 500hz 频率状态时整机辐射噪声较大，经台架上初步观察测试认为噪声源在排气热端 gpf 附近，因此需要通过有限元仿真方法来进一步排查问题源头并提出优化改进建议。

 

 

图 1 整机 nvh 噪声试验数据（500hz 附近噪声较明显）

 

2 有限元模型建立及边界条件

所有部件划分二阶四面体网格(abaqus 软件 c3d10m 单元），网格尺寸为 1mm，接触面之间尽量保持节点对应，模型包括简化缸盖、螺栓、排气歧管本体、增压器壳体、增压器法兰、前级排气管进气管、催化器壳体、出气尾管、出气法兰、氧传感器底座、隔热罩、固定支架和焊缝等。除缸盖、螺栓、排气歧管本体、增压器壳体和法兰外，模型其余薄壁件均采用壳单元划分网格后 offset 为六面体网格，如图 2 所示。

 

 

图2 排气热端有限元仿真建模示意图

 

边界条件的施加与实际发动机工况是否吻合，直接影响到分析结果的正确性、合理性以及准确性。针对试验中所出现的 nvh 问题，本文先通过计算得到温度场，找出热机状态下排气热端各阶对应模态及振型后采用频响振动分析来排查排气热端上的零件，在各个需关注的零件上布点来分析频率相应的程度。

 

3 温度场及模态仿真分析

由于辐射噪声的产生与发动机总成中的零件振动幅度有直接的联系，通过仿真分析排查问题需要先计算出试验工况下排气热端的温度场，在温度场分析时，热边界条件的准确性是关键，热边界条件包括高温气体和歧管内表面间的强迫对流换热、发动机舱空气和歧管外表面的自由对流换热、歧管和隔热罩间的热辐射、进气法兰与缸盖间的热传导和缸盖螺栓与进气法兰等相邻部件间的热传导等。首先使用 star-ccm 计算出排气歧管的稳态内流场，得到排气歧管内部气体温度和对流换热系数，然后将其映射到排气歧管内表面有限元网格上。其中排气歧管外壁面环境温度和对流换热系数由实测结果和经验值确定。在确定了相关热边界条件后，即可通过 abaqus / standard 算出排气歧管温度场。仿真结果如图 3 所示。

 

 

图 3 排气热端额定转速下温度场仿真结果

 

 

图 4 频率 500hz 附近排气热端的模态振型

 

进行模态分析时，因为热端整体温度较高，而金属材料在高温时其物理力学性能会发生很大变化， 支架及各壳体随着温度升高，材料弹性模量、导热系数、比热容和热膨胀系数等物性参数都发生明显变化，而这些参数都会对模态分析结果有影响。如弹性模量降低时，模态会降低。模态分析时，简化缸盖底部和支架螺栓孔处都设定为全约束。整机辐射噪声较大的500hz 附近频率范围排气热端各阶模态如图 4 及表 1

 

 

表 1 不同对比方案及机型各阶模态仿真结果

 

4 频响振动仿真分析

为了更好的评估 500hz 频率范围试验中出现的 nvh 问题，本文先通过计算找出热机状态下排气热端各阶对应模态及振型后采用频响振动分析来排查排气热端上的零件，在各个需关注的零件上布点来分析对应频率相应的振动程度。频响振动分析在缸体缸盖约束处分别施加 x、y、z 三个方向的单位加速度作为激励源，并在排气热端不同位置选取测点来读取频响振动的加速度幅值来判断可能造成噪声问题的具体位置。

 

同时由于根据此三缸发动机改型的四缸增压发动机并未发现 500hz 附近的整机辐射噪声问题，此四缸机型也作为对比方案进行分析。排气热端布置方案及频响分析仿真结果如图 5 所示，发现排气热端各处在频率接近 500hz 时（476hz）gpf 壳体处加速度幅值明显大于其他位置。

 

 

图 5 现台架方案频响分析仿真结果

 

5 改进方案与仿真分析及验证

5.1 优化方案描述

针对频响振动仿真分析发现的 gpf 壳体缸体侧 500hz 附近频响加速度较大的情况提出优化建议，增强gpf 附近冲压支架刚度可以较为直接地降低 gpf 壳体的振动加速度幅度。设计方面根据优化建议分别提出了四种优化方案：优化方案一：将 gpf 附近的缸盖链壳支架结构优化，如图 6 所示；优化方案二：在优化方案一基础上对缸体支架进行更改，如图 7 所示；优化方案三：在优化方案一基础上 gpf 底部增加支架，如图 8 所示；优化方案四：将原 gpf 附近缸体冲压支架更换为铸铝支架并优化了支架结构，如图 9 所示。

 

根据此三缸发动机改型的四缸增压发动机由于没有出现 500hz 频率附近 nvh 问题作为横向对比方案如图10 所示。

 

 

图 6 优化方案一布置及频响分析仿真结果

 

 

图 7 优化方案二布置及模态分析仿真结果

 

 

图 8 优化方案三布置及模态分析仿真结果

 

 

图 9 优化方案四布置及频响分析仿真结果

 

 

图 10 四缸机对比机型方案布置及频响分析仿真结果

 

5.2 优化方案频响振动仿真分析对比

如图 11 所示，经过对各优化方案及横向对比方案进行频响振动分析可以发现优化方案较原方案 gpf附近局部振动均有一定程度的改善，我们以未发现 nvh 问题的四缸机对比方案的振动仿真结果作为评价标准对其他优化方案进行分析。优化方案一相对原方案支架结构相对改动较小，成本方面基本无变化，但局部振动幅值仍高于四缸机 10%左右；优化方案二增大了缸体冲压支架对于 gpf 的支撑范围，整体模态有一定提高，但由于支架本身跨度过大导致自身刚度略有不足且装配时会有一定困难；优化方案三针对原方案gpf 坐标 x 轴方向支撑不足导致振动较大的情况在 gpf 与缸体之间额外增加了一个冲压支架进行支撑，仿真结果显示优化后对 gpf 壳体局部振动幅度有明显改善，较四缸机降低 5%，此方案的不足为需要在链壳上另外找固定点进行安装且会增加一定成本；优化方案四将缸体支架材料及结构优化后排气热端整体模态有一定提升，gpf 壳体局部振动幅度降至四缸机相同水平（如图 12 所示），此方案支架安装点与原方案相同且成本增加很少，因此确定优化方案四为最终方案进行试验验证。

 

 

图 11 各优化方案版本频响分析结果对比（gpf 壳体测点）

 

 

图 12 各方案版本频响分析结果对比（原方案-四缸机-优化方案四）

 

5.3 试验验证

优化方案四作为最终设计方案在 nvh 台架上进行了振动及噪声测试，500hz 频率附近问题未复现。后续在台架上也通过了 500 小时耐久性试验的振动耐久与热冲击试验。

 

资料来源：达索官方