歐力郡，胡必謙，陸榮榮，范習(xí)民

（安徽江淮汽車集團股份有限公司技術(shù)中心，安徽 合肥 230601）

前言

近年來，隨著汽車的廣泛普及和更新?lián)Q代的速度越來越快，消費者對整車的舒適性有了越來越高的要求。NVH作為衡量汽車制造質(zhì)量的一個綜合性問題，給汽車用戶的感受是最直接的。如何降低發(fā)動機的NVH，從而改善整車的舒適性，成為各大整車廠及零部件企業(yè)越來越關(guān)注的問題。

我們自主研發(fā)的某柴油發(fā)動機噪聲測試中發(fā)現(xiàn)，在小負(fù)荷加速時，1300-1550Hz 范圍內(nèi)進氣側(cè)存在比較強烈的共振噪聲，為進氣歧管支架共振產(chǎn)生的輻射噪聲。為降低其共振輻射噪聲，對進氣歧管支架進行優(yōu)化，并對相應(yīng)的優(yōu)化方案進行分析評估，以優(yōu)化該支架的NVH性能。如圖1所示。

圖1 進氣側(cè)1300-1550HZ范圍內(nèi)存在共振噪聲

1 進氣歧管支架模態(tài)分析

1.1 進氣歧管支架簡介

本文涉及的進氣歧管支架為厚度為 3mm的沖壓件，安裝在一款縱置直列四缸柴油機上。該支架一端固定在發(fā)動機缸體上，另一端支撐在進氣歧管上，從下方對進氣歧管及EGR總成進行支撐。

如圖2所示。

圖2 進氣歧管支架連接結(jié)構(gòu)

1.2 分析輸入及邊界

模態(tài)計算分析輸入如表1所示。計算的邊界條件的施加與工程實際是否吻合，直接影響到分析結(jié)果的正確性和合理性。本次施加的條件如下：約束進氣歧管支架與缸體連接處以及進氣歧管與缸蓋接觸面的三向平動自由度。

表1 進氣歧管支架分析輸入

1.3 分析結(jié)果

用Hypermesh對模型進行網(wǎng)格劃分，經(jīng)過原支架系統(tǒng)的約束模態(tài)頻率計算可知，該進氣歧管支架的前2階局部模態(tài)頻率分別為1353.7 Hz和1597.6Hz，如圖3、圖4所示。較接近噪聲測試結(jié)果。

圖3 一階模態(tài)1353.7Hz

圖4 二階模態(tài)1597.6Hz

根據(jù)約束模態(tài)頻率計算進氣歧管支架的位移和應(yīng)變能云圖可知，支架前兩階局部共振都發(fā)生在支架支撐腿分岔稍上區(qū)域，如圖5，圖6所示。

圖5 一階模態(tài)位移和應(yīng)變能云圖

圖6 二階模態(tài)位移和應(yīng)變能云圖

2 進氣歧管支架結(jié)構(gòu)優(yōu)化

2.1 支架結(jié)構(gòu)改進方案

為了改善進氣歧管支架的共振輻射噪聲，根據(jù)上述約束模態(tài)頻率技術(shù)分析，提出了兩個改進方案，詳述如下。

方案一：基于原 3mm厚度的進氣歧管支架上，在一階及二階模態(tài)變形較大的地方增加兩條加強筋，見圖7。

圖7 方案一：厚度3mm，增加加強筋

方案二：將原有進氣歧管支架的板材厚度由 3mm增厚到4mm，并在變形較大的地方增加兩條加強筋，見圖8。

圖8 方案二：厚度4mm，增加加強筋

2.2 支架結(jié)構(gòu)改進方案分析

根據(jù)約束模態(tài)頻率計算可知，方案一在進氣歧管支架增加兩條加強筋后，支架的前二階局部模態(tài)頻率分別為1521Hz和1951Hz，相比原支架有一定幅度的提升，但還是沒有能夠規(guī)避掉1550Hz的共振頻率。如圖9。

圖9 方案一的前二階實際約束模態(tài)

根據(jù)約束模態(tài)頻率計算的位移和應(yīng)變能云圖可知，優(yōu)化支架的加強區(qū)域基本接近應(yīng)變能集中區(qū)域。見圖10。

對方案二進行分析，根據(jù)約束模態(tài)頻率計算可知，進氣歧管支架增加兩條加強筋且厚度增厚到 4mm后，支架的前二階局部模態(tài)頻率分別為 1647.1Hz和 2014.7Hz，相比原狀態(tài)及方案一都有較大幅度的提升，基本能夠規(guī)避掉 1550Hz的共振頻率。如圖11。

圖10 方案一的前二階模態(tài)位移和應(yīng)變能云圖

圖11 方案二的前二階實際約束模態(tài)

根據(jù)約束模態(tài)頻率計算的位移和應(yīng)變能云圖可知，優(yōu)化支架的加強區(qū)域基本接近應(yīng)變能集中區(qū)域。且相比方案一，進氣歧管支架增厚后，整體剛度得到增強。如圖12。

圖12 方案二的前二階模態(tài)位移和應(yīng)變能云圖

兩種方案對比如表2。

表2 各狀態(tài)局部模態(tài)頻率對比

如表 2，進氣歧管支架初始狀態(tài)時，一階模態(tài)頻率和二階模態(tài)頻率分別為1353.7Hz和1597.6Hz，在小負(fù)荷加速時，產(chǎn)生比較強烈的共振噪聲。方案一增加加強筋后，支架的前兩階模態(tài)頻率得到提高，但仍避不開 1550Hz共振范圍。使用方案二增加加強筋并增加支架厚度后，支架的一階模態(tài)頻率及二階模態(tài)頻率進一步提升，避開了1550Hz的共振頻率。

另外，根據(jù)發(fā)動機最大點火頻率公式：

式中，n為發(fā)動機轉(zhuǎn)速，r/min；z為發(fā)動機缸數(shù)；T為發(fā)動機沖程數(shù)。支架所安裝的發(fā)動機為直列4缸4沖程柴油機，額定轉(zhuǎn)速為4000r/min，由式（1）可知，fFmax=134Hz。

根據(jù)模態(tài)頻率評價標(biāo)準(zhǔn)，該支架的一階自由模態(tài)頻率應(yīng)大于1.4倍最大轉(zhuǎn)速下的點火頻率值，即應(yīng)大于187.6Hz。計算了各狀態(tài)支架的，結(jié)果如表 3，即該支架原狀態(tài)及各方案下的一階自由模態(tài)頻率都滿足設(shè)計要求。

表3 各狀態(tài)自由模態(tài)頻率

綜合以上結(jié)果，各方案的1階自由模態(tài)頻率都滿足設(shè)計要求，但方案二更能滿足降低1300-1550Hz 范圍內(nèi)的進氣歧管共振輻射噪聲的需求。

3 結(jié)語

通過對進氣歧管支架進行模態(tài)分析及優(yōu)化，得到以下結(jié)論：

（1）通過對進氣歧管支架結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化，使其前二階局部模態(tài)頻率得到提高，避開共振頻率范圍。

（2）增加加強筋和增加厚度是提高沖壓類零部件模態(tài)頻率的兩種有效方法。加強筋的位置應(yīng)選擇在零部件應(yīng)變能集中區(qū)域。當(dāng)增加加強筋后仍無法滿足要求時，應(yīng)適當(dāng)增加沖壓件厚度。

（3）通過模態(tài)計算，可以準(zhǔn)確的找到零部件的薄弱位置，并進行針對性的優(yōu)化，縮短了零部件的開發(fā)周期，提高了效率。