孟浩東,趙景波,戴旭東,張 忠,徐 毅,吳龍圖

(1.常州工學(xué)院 汽車工程學(xué)院， 江蘇 常州 213032； 2.常柴股份有限公司， 江蘇 常州 213002)

0 引言

柴油機結(jié)構(gòu)的動態(tài)特性研究是現(xiàn)代內(nèi)燃機結(jié)構(gòu)設(shè)計的重要組成部分，其中薄壁零件聲振特性往往對整機NVH性能起關(guān)鍵作用。柴油機的薄壁件主要包括油底殼、缸蓋罩、蓋板以及平板箱體結(jié)構(gòu)總成等，由于其輻射面積大、剛度低，受到柴油機燃燒與機械激勵后，薄弱結(jié)構(gòu)極易產(chǎn)生共振響應(yīng)而輻射較大噪聲。因此，準(zhǔn)確識別柴油機薄壁結(jié)構(gòu)件的動態(tài)特性是控制整機NVH特性的前提和關(guān)鍵。

基于振動噪聲試驗測試技術(shù)、信號處理技術(shù)以及有限元與邊界元仿真分析方法等在研究車輛及發(fā)動機結(jié)構(gòu)動態(tài)特性方面應(yīng)用廣泛[1-8]。趙業(yè)淼等[4]利用有限元法結(jié)合邊界元法對建立的4DW93柴油機仿真模型進行振動噪聲仿真分析，找到了對整機表面輻射噪聲能量貢獻(xiàn)占主要地位的薄壁件，并通過優(yōu)化油底殼結(jié)構(gòu)，降低了整機噪聲；商晴等[5]采用仿真分析與試驗測試相結(jié)合的分析方法，在最大扭矩工況下對整機裝配條件下的油底殼進行了強迫振動分析，找到了油底殼結(jié)構(gòu)振動最大位置，通過增加其厚度與加強筋，提高了結(jié)構(gòu)剛度，降低了振動；蔡艷平等[6]利用模態(tài)疊加法對氣門落座力與燃爆激振力激勵下內(nèi)燃機缸蓋振動的瞬態(tài)動力學(xué)響應(yīng)特性進行模擬仿真，并通過缸蓋振動實測信號驗證了仿真結(jié)果的有效性。王海林等[7]采用模態(tài)分析結(jié)合瞬態(tài)動力學(xué)分析方法對拖拉機無極變速器箱體進行動態(tài)特性分析，并運用拓?fù)浜托蚊猜?lián)合優(yōu)化的方法對其進行優(yōu)化設(shè)計，改進結(jié)構(gòu)動態(tài)特性。綜上所述，試驗與仿真分析方法相互融合、取長補短，能準(zhǔn)確分析結(jié)構(gòu)的聲振響應(yīng)特性，有效識別其動態(tài)特性，找出薄弱環(huán)節(jié)，進行結(jié)構(gòu)改進設(shè)計。

此次針對某型單缸柴油機油底殼薄壁結(jié)構(gòu)件的動態(tài)特性開展識別研究，首先基于同步壓縮小波變換識別標(biāo)定工況下柴油機油底殼的振動響應(yīng)時頻特征，然后結(jié)合采用近場聲壓1/3倍頻程頻譜法定位分析油底殼結(jié)構(gòu)噪聲的輻射特性，在此基礎(chǔ)上確定燃燒與機械激勵作用下油底殼結(jié)構(gòu)動態(tài)響應(yīng)與輻射噪聲的關(guān)聯(lián)性，再采用實驗與仿真相結(jié)合的模態(tài)分析方法識別油底殼的模態(tài)特性，最后進一步研究油底殼聲振響應(yīng)特性與其模態(tài)特性之間的相關(guān)性，研究結(jié)果指導(dǎo)優(yōu)化油底殼的動態(tài)特性。

1 柴油機油底殼振動噪聲試驗分析

1.1 同步壓縮小波變換原理概述

同步壓縮小波變換方法[9-11](synchronous compression wavelet transform，SWT)是以小波變換為基礎(chǔ)的一種頻率壓縮重組分析算法，首先對信號x(t)進行連續(xù)小波變換(continuous wavelet transform，CWT)，定義為

(1)

式中：a為尺度因子；b為平移因子；t為時間；ψ*(t)為小波基ψ(t)的共軛。

然后對小波系數(shù)Wx(a,b)，計算其瞬時頻率

(2)

建立(a,b)→(ωx(a,b),b)的映射關(guān)系，實現(xiàn)小波系數(shù)從時間-尺度分布向時間-頻率分布轉(zhuǎn)變，SWT方法通過壓縮小波系數(shù)Wx(ωx(a,b),b)在任一中心頻率ω1附近[ω1-0.5Δω,ω1+0.5Δω]值，獲得同步壓縮小波變換系數(shù)Tx(ω1,b)。

最終同步壓縮小波系數(shù)計算結(jié)果表示為

(3)

式中：A(b)={a;Wx(a,b)≥γ}，通常閾值γ設(shè)定與信號采樣點數(shù)及噪聲方差有關(guān)。

同步壓縮小波變換相比較傳統(tǒng)小波變換[12-13]，能獲得更高的時頻分辨能力與時頻定位特性，能從時頻域上提取結(jié)構(gòu)動態(tài)響應(yīng)特征信息，提高對結(jié)構(gòu)動態(tài)特性的辨識能力。

圍繞單缸柴油機油底殼結(jié)構(gòu)的動態(tài)特性，融合同步壓縮小波變換法、1/3倍頻程譜法及模態(tài)分析法展開識別研究，具體的識別流程如圖1所示。

圖1 柴油機油底殼動態(tài)特性識別流程框圖

1.2 油底殼振聲特性識別試驗分析

以某型單缸四沖程直噴柴油機為研究對象，缸徑為110 mm，在標(biāo)定工況下轉(zhuǎn)速為2 200 r/min，功率是15.5 kW。根據(jù)結(jié)構(gòu)振動測試要求，在柴油機油底殼側(cè)面布置加速度傳感器，采用VTCL_DSP振動測試系統(tǒng)在柴油機臺架性能實驗室進行標(biāo)定工況下油底殼結(jié)構(gòu)的振動測試，如圖2所示。

圖2 柴油機振動測試系統(tǒng)及油底殼振動測點布置場景圖

利用基于Morlet小波的同步壓縮小波變換方法與連續(xù)小波變換方法對獲取的結(jié)構(gòu)振動信號進行分析比較，結(jié)果如圖3所示。在標(biāo)定工況下，單缸四沖程柴油機燃燒爆發(fā)周期為0.055 s，發(fā)火基頻為18.33 Hz，柴油機2階不平衡往復(fù)慣性力激勵頻率為73.33 Hz。

從圖3(a)與圖3(b)分析比較可知，同步壓縮小波時頻譜能有效提取標(biāo)定工況下油底殼結(jié)構(gòu)振動時頻特征，能提供其任何局部時間段上的頻率信息，相比連續(xù)小波尺度譜圖，改變了傳統(tǒng)連續(xù)小波變換在時頻域上分辨率不高的缺點，使得其結(jié)構(gòu)振動信號中各頻率成分在頻率域方向上進行壓縮，使信號中最大峰值頻率547.8 Hz得以清晰地顯示在時頻圖上。同時結(jié)合同步壓縮小波能譜圖3(c)，油底殼結(jié)構(gòu)主振動分量相當(dāng)于沿頻率軸對其功率譜進行了包絡(luò)平滑處理，能獲得其結(jié)構(gòu)振動響應(yīng)的頻域特征與能量分布，而傳統(tǒng)連續(xù)小波能譜圖3(d)，由于其時頻分辨率低導(dǎo)致其特征提取效果不佳。因此，同步壓縮小波譜分析技術(shù)相比連續(xù)小波譜分析技術(shù)更顯優(yōu)越性。

圖3 油底殼振動信號時頻分析結(jié)果

從圖3中進一步分析可知，機體受燃燒爆發(fā)壓力與機械沖擊激勵，經(jīng)多向多耦合振動傳遞路徑傳遞至結(jié)構(gòu)部件，引起油底殼結(jié)構(gòu)振動響應(yīng)的能量主要集中在400～600 Hz低頻帶范圍內(nèi)，且在547.8 Hz時出現(xiàn)最大峰值，在工作周期內(nèi)，油底殼在相應(yīng)振動能量相對集中的峰值頻帶呈現(xiàn)明顯的周期瞬態(tài)特性，這是由結(jié)構(gòu)本身的動態(tài)特性引起的。

下一步為識別油底殼表面輻射噪聲與其結(jié)構(gòu)振動的相關(guān)性。在相同工況下，采用BK2250聲級計在油底殼平板結(jié)構(gòu)側(cè)面進行近場聲壓測試，采用1/3倍頻程譜分析其近場測點噪聲頻帶能量分布，其中結(jié)果如圖4所示。

圖4 油底殼近場聲壓1/3倍頻程譜

分析圖4可知，在標(biāo)定工況下，柴油機油底殼近場輻射噪聲聲壓級為108.36 dB(A)。油底殼結(jié)構(gòu)噪聲能量主要集中在355～708 Hz的低頻帶，其中在以500 Hz為中心頻率(447～562 Hz)的頻帶范圍出現(xiàn)噪聲峰值102.28 dB(A)，柴油機寬頻燃燒激勵與機械激勵通過機體傳遞至油底殼，作為典型的平板型薄壁件，輻射面積大，同時其剛度薄弱結(jié)構(gòu)易受振動激勵響應(yīng)而輻射較大噪聲，因此控制油底殼表面輻射噪聲的關(guān)鍵是控制其低頻輻射噪聲。同時結(jié)合其結(jié)構(gòu)振動分析結(jié)果可知，油底殼振動響應(yīng)能量集中頻帶落入其噪聲能量峰值頻帶區(qū)域內(nèi)，振聲能量集中且表現(xiàn)出較強相關(guān)性，說明控制油底殼結(jié)構(gòu)噪聲的關(guān)鍵是降低其結(jié)構(gòu)主振動，改善結(jié)構(gòu)的動態(tài)特性。

2 柴油機油底殼模態(tài)特性分析

根據(jù)油底殼聲振試驗分析結(jié)果，采用模態(tài)分析方法進行其結(jié)構(gòu)模態(tài)特性分析，找到導(dǎo)致結(jié)構(gòu)主振動的薄弱環(huán)節(jié)，指導(dǎo)結(jié)構(gòu)改進設(shè)計優(yōu)化其動態(tài)特性[14-15]。

首先建立鋼板油底殼的仿真計算模型，然后選擇單元大小為0.004 m的四面體單元進行結(jié)構(gòu)網(wǎng)格劃分，其中在倒角區(qū)域細(xì)化網(wǎng)格，最終獲得其有限元網(wǎng)格模型，如圖5(a)所示。同時為驗證所建油底殼有限元模型的準(zhǔn)確性，構(gòu)建了具有39個特征測點的油底殼實驗?zāi)Ｐ?，如圖5(b)所示，利用LMS Test.Lab模態(tài)測試系統(tǒng)基于單點激勵多點響應(yīng)的脈沖激振法進行油底殼自由狀態(tài)下的模態(tài)實驗，獲取其自由模態(tài)參數(shù)。

圖5 油底殼模型示意圖

采用實驗?zāi)B(tài)與有限元計算模態(tài)相結(jié)合的方法獲得了油底殼前6階自由模態(tài)頻率值，結(jié)果如表1所示，其中油底殼第5階自由模態(tài)振型如圖6所示。

表1 油底殼自由模態(tài)頻率

圖6 油底殼第5階自由模態(tài)振型示意圖

分析表1和圖6可知，油底殼前6階實驗?zāi)B(tài)頻率與計算模態(tài)頻率值相對誤差都小于8%，驗證了所建立油底殼有限元模型的準(zhǔn)確性，可用于后續(xù)的仿真分析。

為模擬薄壁件與實際工作相符的約束狀態(tài)，分別對油底殼裙邊與機體不同部位相連接端面的螺栓孔內(nèi)接觸面施加固定約束，約束了所有連接螺栓孔的自由度，采用分塊蘭索斯法[16]分別對油底殼結(jié)構(gòu)進行約束模態(tài)計算，部分計算結(jié)果如表2與圖7所示。

表2 油底殼約束模態(tài)頻率

圖7 油底殼第5階約束模態(tài)振型示意圖

從約束模態(tài)求解結(jié)果分析可知，油底殼第4階至第5階約束模態(tài)頻率區(qū)間落入其結(jié)構(gòu)振聲響應(yīng)能量集中頻帶范圍，受激勵易導(dǎo)致結(jié)構(gòu)共振。結(jié)合圖7模態(tài)振型分析可知，隨著結(jié)構(gòu)約束頻率的提高，油底殼左右兩大側(cè)板的相對變形也隨之增大，且變形區(qū)域越發(fā)集中。因此，油底殼的第4階與第5階約束模態(tài)是影響結(jié)構(gòu)動態(tài)特性的關(guān)鍵模態(tài)，同時其左右薄壁側(cè)板是影響結(jié)構(gòu)剛度的薄弱環(huán)節(jié)。

3 柴油機油底殼動態(tài)特性改進分析

根據(jù)試驗與仿真分析結(jié)果，要降低油底殼在標(biāo)定工況下產(chǎn)生的振動響應(yīng)，必須避開可能導(dǎo)致結(jié)構(gòu)共振的頻率區(qū)間，通過改進設(shè)計結(jié)構(gòu)薄弱環(huán)節(jié)來優(yōu)化其動態(tài)特性。針對油底殼側(cè)板和底板薄弱環(huán)節(jié)，采取設(shè)計對稱加強筋來提高結(jié)構(gòu)剛度的措施，其中在側(cè)板和底板均勻布置4條寬度為5 mm，高度為1 mm的加強筋來提高油底殼的約束模態(tài)頻率，油底殼改進后的結(jié)構(gòu)如圖8所示，改進后其結(jié)構(gòu)約束模態(tài)計算結(jié)果如圖9和表2所示。

圖8 油底殼改進前后結(jié)構(gòu)示意圖

圖9 改進后油底殼第5階約束模態(tài)振型示意圖

從圖表中分析可知，通過對油底殼側(cè)板和底板進行加強筋改進設(shè)計后，油底殼結(jié)構(gòu)剛度及各階約束模態(tài)頻率都得到了顯著提高，其中第5階約束模態(tài)頻率提高了195 Hz，而質(zhì)量僅增加0.46 kg。

油底殼結(jié)構(gòu)改進后前6階約束模態(tài)頻率區(qū)間避開了可能導(dǎo)致結(jié)構(gòu)共振響應(yīng)的低頻區(qū)間，其主振型相對位移變形量也減小。下一步將根據(jù)改進油底殼的仿真計算結(jié)果指導(dǎo)控制其結(jié)構(gòu)振動與噪聲并進行試驗驗證。

4 結(jié)論

1) 在標(biāo)定工況下，鋼板油底殼是單缸柴油機側(cè)蓋面的主要輻射部件，其結(jié)構(gòu)振動響應(yīng)與表面輻射噪聲相關(guān)能量分別主要集中在以500 Hz為中心頻率的頻帶范圍，油底殼在547.8 Hz 時出現(xiàn)最大加速度振動峰值，控制其結(jié)構(gòu)輻射噪聲的關(guān)鍵是改進結(jié)構(gòu)的動態(tài)特性，降低結(jié)構(gòu)主振動。

2) 油底殼的第5階約束模態(tài)頻率易受單缸柴油機激勵產(chǎn)生結(jié)構(gòu)共振響應(yīng)，是影響結(jié)構(gòu)動態(tài)特性的關(guān)鍵；通過對油底殼側(cè)板與底板薄弱結(jié)構(gòu)增加四條加強筋，第5階約束模態(tài)頻率提高了195 Hz；采取薄弱環(huán)節(jié)加強筋改進設(shè)計措施可有效提高油底殼結(jié)構(gòu)剛度，避開共振頻率。

3) 融合同步壓縮小波變換、近場聲壓1/3倍頻程譜法以及模態(tài)分析方法，有效識別了標(biāo)定工況下單缸柴油機油底殼結(jié)構(gòu)聲振響應(yīng)特性與結(jié)構(gòu)模態(tài)特性，分析了兩者的相關(guān)性，在此基礎(chǔ)上指導(dǎo)薄弱環(huán)節(jié)改進設(shè)計，優(yōu)化了油底殼結(jié)構(gòu)動態(tài)特性。