基于多体动力学的发动机噪声预测与轻量化

试验，验证了该模型的可信度;将发动机多体计算的表面振动结果作为激励源，利用声学理论，建立发动机1 m噪声模型，场

点的平均声压级仿真值与其试验值最大误差在3.7 dB以内，同样验证了发动机噪声模型的真实性。在整机噪声性能保持不

变的前提下，结合拓扑优化提升减重缸体模态，最终使缸体质量减轻3.24 减少率达8.1%。将仿真与试验相结合应用于发

动机轻量化技术的开发，可以节约开发成本，缩短开发周期。关键词:发动机;多体动力学;振动;噪声;轻量化Noise Prediction and Lightweight of Engine Based on Multi-body DynamicsAbstract： In order to improve the comfort and fuel economy of automobiles, a multi -body dynamic model of the engine is

established based on the principle of engine vibration, and the reliability of the model is verified through the engine vibration

test. Taking the surface vibration results of multi-body calculation of the engine as the excitation source, alm noise model of the engine is established by using the acoustic theory. The maximum error between the simulation value of the average sound

pressure level of the field point and its test value is within 3.7 dB, which also verifies the authenticity of the engine noise

model. On the premise that the noise performance of the engine remains unchanged, and combined with topology optimization, the mode of the lightweight cylinder body is improved, and the final weight of the cylinder is reduced by 3.24 kg, with a

reduction rate of 8.1%. The application of simulation and test in the development of engine lightweight technology can ensure the cost saving of engine development and shorten the development cycle.Key words: Engine; Multi-body dynamics; Vibration; Noise; Lightweight轻量化技术正不断应用于车身及底盘系统，而发

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

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］材料的轻量化与其可靠耐久性、刚度和强度是相

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。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

图1发动机整机有限元模型-31 -AutoEDgineer 技术聚焦 FOCUSAuto.2019年 1 1 月设计•创新1.111X104 1.019X104 9.262X103 8.335x10s 7.409X103 6.483x10s 5.557x10s 4.631X103 3.705X103 2.778X103 1.852X103 9.262X102 0.000X100图3发动机在4 000 r/min工况下的振动加速度结果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

(号

2)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

应«呂

于拉格朗日的柔性体多体动力学方程，如式(1)所示。!+叫$ a ]&+\"#+[警 %&$=!

式中:8——柔性体位移的广义坐标，mm;(1)M-----质量矩阵，kg;K——刚度矩阵,N/mm;/——重力,N2.3发动机表面振动加速度的对标分析可将利用AVL-EXCITE计算岀的发动机表面振动

#——阻尼系数矩阵；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

#——约束方程；入——约束拉格朗日乘子；台架试验对其进行对标分析，验证过后再进行发动机

!—广义力,N。噪声分析。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以及

在4 000 r/min工况下对气门室罩盖粘贴加速度传 感器进行向测试，如图4所示;气门室罩盖％,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。示

。

向加速度级仿真与试验的对标拟合图，如图5所图4发动机气门罩盖加速度测试点140.0120.0180.0图2发动机多体动力学模型显示界面60.0测试~仿真运用EXCITE-PR对活塞动力学进行建模叫可提 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、

20.001 000 2 000

振动频率/Hz3 000a %向o60 o40 20o 00o 80o —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，运算岀在特征工况

(1 000,2 000,3 000,4 000,5 550,6 000 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示岀4 000 r/min工况(最大扭矩)下的某个频

工壬喺田限

.UO0O「测试2 000振动频率/Hz3 000率下发动机振动加速度的云图结果。b Y向-32 -E点韶汽车工穩师FOCUS技术聚焦z沖2011 期Desig n-lnnovati on1 000 2 000

3 000振动频率/Hzc &向图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岀的数据 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!，某个单元长度是

\"，该单元如果是线性单元，则其可以计算到的最大频

率为⑹：mFC/(6\")。假设几已知，则单元的长度尺寸需满足：！C/

(6/mibx)。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⑹建立发动机1m噪声的仿真模型。首先生成发动机

噪声的声学网格，如图0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

力£。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+发动机噪声试验台架进行发动机lm噪声计算时，可以根据0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，计算岀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岀相应的

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。100- 丿9 一

HFE8O喺 H・

\"1!7限

\"1J60i1 000 2 000 3 000 4 000 5 000 6 000发动机转速/(r/min)图9发动机1'噪声仿真与试验的总声压级对比图从图9中可以得岀，在1 OOOr/iie工况下，岀现的-33 -矶*技术聚焦FOCUSEn鑰汽车工程师噪声误差结果最大，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44 kg左右的缸体,相当于减轻了 10%的质量。a改进前

b改进后图10发动机缸体进气侧结构改进前后对比a 改进前b 改进后图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。从图12可以看岀，减重后的缸体在5 500 r/min

-34 -2019年11月设计•创新下的总声压级差为74 dB,6 000 r/min下的总声压级 差为 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;2 ）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1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342 kg,比设计部门提岀的减重缸体 多增加14 kg,减少率为84%。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。a进气侧 b排气侧图13拓扑后发动机缸体进气侧布筋与排气侧布筋图a 进气侧

b 排气侧图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 1 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14 dB, 000 r/min

工况下优化后的噪声比原机型仅高24 dB,比设计部

门提岀的均匀减薄的减重缸体的噪声水平提高了很

多。从中可以得岀,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。1E点課汽车工程师FOCUS技术聚焦第期Desig n-lnnovati on1 00 090 80 07-50一~1 000■~~~-一~-一~ 2 000 3 000 一4~-一~ 000 -一~5 000一~ -一~6 000一~-发动机转速(/ r/min)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示岀发动机气门罩盖点的噪声频谱图。从图16

中可以看岀,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 00 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。20 00010 0005 0002 0001 000500200000 2 000 3 000 4 000 5 000 6 000转速(/ r/min)25 30 35 40 45 50 55 60 65 70 75声压级/dB

b 减重后1 000 2 000 3 000 4 000 5 000 6 000转速(/ r/min)25 30 35 40 45 50 55 60 65 70 75声压级/dBb优化后图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1所示，优化后的声压

级曲线在1 000〜6 000 r/mie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。100651 000 2 000 3 000 4 000 5 000 6 000发动机转速/(r/min)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，结合有限元理论得岀了 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，最终得岀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1m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。参考文献［1］赵士林•国外内燃机技术发展动向综述(一)内燃机,1996(2)：

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