輕量化技術正不斷應用于車身及底盤系統，而發動機作為汽車質量的重要組成部分，對其進行輕量化技術研究對于降低成本、節能減排及噪聲控制至關重要^[1-2]。材料的輕量化與其可靠耐久性、剛度和強度是相互矛盾、相互影響的，因此采用輕量化技術勢必會給發動機的可靠性及振動噪聲帶來一些影響。基于以上問題，該文搭建發動機的振動與噪聲模型，并利用試驗進行有效的驗證，對于缸體的減重優化方案選型，引入拓撲優化方法，借助仿真方式進行處理，這樣既可節約時間成本，又可以高效率處理各種方案。

1 發動機有限元模型的建立

使用ProE 軟件建立發動機的三維幾何數據，前處理網格劃分由HyperMesh 軟件完成。缸體、缸蓋、罩蓋、軸承蓋、歧管、壓縮機、發電機、進排氣歧管以及部分鑄件支架等由二階四面體單元劃分，油底殼及沖壓支架由殼單元劃分，模型的網格數量在60 萬個左右。發動機有限元網格建立的連接由Tie 連接與KINCOUP 組成，不同的部件分別賦予不同的材料屬性。發動機整機模型，如圖1 所示。

圖1 發動機整機有限元模型

2 發動機 多體動力學仿真及試驗驗證

2.1 柔性體多體動力學方程

相對于剛體動力學，柔性體多體動力學考慮了結構件的彈性特征對系統振動響應的影響，其模型更加符合發動機的實際工作狀態，計算結果的精度更高。基于拉格朗日的柔性體多體動力學方程，如式（1）所示。

式中：δ——柔性體位移的廣義坐標，mm；

M——質量矩陣，kg；

K——剛度矩陣，N/mm；

fg——重力，N；

D——阻尼系數矩陣；

γ——約束方程；

λ——約束拉格朗日乘子；

f——廣義力，N。

2.2 發動機多體動力學模型的建立

采用EXCITE-PU 對曲軸進行動力學建模^[3-4]，以及建立由燃燒激勵引起發動機載荷激勵的多體動力學模型，如圖2 所示。

圖2 發動機多體動力學模型顯示界面

運用EXCITE-PR 對活塞動力學進行建模^[5]，可提供活塞側推力激勵。運用EXCITE-TD 創建正時閥系激勵模型，可提供進排氣側凸輪軸激勵、閥系落座激勵、張緊器激勵及彈簧落座力激勵；同樣利用EXCITE-TD建立正時鏈輪的激勵，可提供鏈條的激勵。

通過以上多體動力學模型，運算出在特征工況（1 000，2 000，3 000，4 000，5 500，6 000 r/min） 下的0～3 500 Hz 頻率范圍內發動機表面振動加速度的結果。圖3 示出4 000 r/min 工況（最大扭矩）下的某個頻率下發動機振動加速度的云圖結果。

圖3 發動機在4 000 r/min 工況下的振動加速度結果

2.3 發動機表面振動加速度的對標分析

可將利用AVL-EXCITE 計算出的發動機表面振動加速度的結果作為發動機輻射噪聲模型的輸入邊界激勵，但是發動機振動的仿真結果需要借助發動機振動臺架試驗對其進行對標分析，驗證過后再進行發動機噪聲分析。

在4 000 r/min 工況下對氣門室罩蓋粘貼加速度傳感器進行X，Y，Z 向測試，如圖4 所示；氣門室罩蓋X，Y，Z 向加速度級仿真與試驗的對標擬合圖，如圖5 所示。

圖4 發動機氣門罩蓋加速度測試點

圖5 發動機氣門罩蓋噪聲聲壓級仿真與試驗結果對比圖

從圖5 中可以發現，3 個方向的擬合結果一致，并且加速度級擬合的結果滿足模型精度的要求，可進行下一步的發動機1 m 噪聲仿真分析。因此，通過試驗的驗證校核，發動機表面振動激勵通過仿真得出的數據是真實、有效的。

3 發動機噪聲仿真與試驗驗證

3.1 聲學邊界元模型的建立

文章利用邊界元法可以減少數據量和運算時間，并且只在求解域的邊界進行求解的高效模式，假設聲音在某流體介質中的傳播速度為c，某個單元長度是L，該單元如果是線性單元，則其可以計算到的最大頻率為^[6]：f_max=C/（6L）。

假設f_max 已知，則單元的長度尺寸需滿足：L≤C/（6f_max）。

選取單元的最大尺寸為15 mm，得到的邊界元的網格，如圖6 所示。

圖6 發動機噪聲的聲學網格

3.2 發動機振動噪聲模型的建立

利用LMS-Virtualab 軟件，應用邊界元法及ATV法^[6]建立發動機1 m 噪聲的仿真模型。首先生成發動機噪聲的聲學網格，如圖6 所示，然后在聲學網格基礎上，建立發動機噪聲分析的場點網格，利用發動機噪聲試驗中的五點測試方法進行指定方位布點，如圖7 所示。

圖7 發動機噪聲的邊界元模型

3.3 發動機噪聲仿真與試驗的對標分析

文章建立的發動機噪聲仿真分析模型，同樣需要借助試驗對其仿真結果的真實性進行預判。試驗室搭建的發動機振動噪聲臺架示意圖，如圖8 所示，采用五點測試法在發動機噪聲指定空間的位置安放麥克風進行布點，布點位置分別為氣門罩蓋頂部、排氣側、進氣側、鏈輪罩蓋側以及油底殼底部。

圖8 發動機噪聲試驗臺架

進行發動機1 m 噪聲計算時，可以根據6 個工況點（1 000，2 000，3 000，4 000，5 500，6 000 r/min）的表面振動加速度結果，計算出所對應的每個工況的5 個聲場點的聲壓級值，同樣發動機試驗也要得出相應的場點聲壓級值。將仿真和試驗的每個工況的5 個仿真點的聲壓級作整體平均聲壓級處理，擬合結果如圖9所示。

圖9 發動機1 m 噪聲仿真與試驗的總聲壓級對比圖

從圖9 中可以得出，在1 000 r/min 工況下，出現的噪聲誤差結果最大，數值約為3.7 dB。低轉速區產生的誤差略大是由于低速發動機的曲軸扭轉波動較大，而且試驗結果中還有一部分由氣流波動產生的噪聲（并非發動振動輻射產生的）沒有考慮在內，所以試驗值偏高于仿真值。因此，對于場點的噪聲聲壓級仿真與試驗結果誤差控制在5 dB 以內，認為發動機輻射噪聲仿真模型可進行項目開發應用。

4 輕量化發動機的噪聲分析優化

4.1 發動機缸體減重后的噪聲分析

為滿足提高汽車動力性及經濟性的要求，在保證發動機本體耐久性和可靠性的前提下，對厚重的缸體部件進行均勻減薄，對不影響功能的部分區域進行結構更改以達到減重的目。減重前后的缸體結構對比，如圖10和圖11 所示，減重后缸體比原缸體減輕了4.44 kg 左右，對于40 kg 左右的缸體，相當于減輕了10%的質量。

圖10 發動機缸體進氣側結構改進前后對比

圖11 發動機缸體排氣側結構改進前后對比

缸體減重后需要考慮對噪聲的影響。對減重后的缸體進行1 m 噪聲分析，得到原缸體與減重缸體的總聲壓級對比圖，如圖12 所示。

圖12 發動機缸體減重前后總聲壓級對比

從圖12 可以看出，減重后的缸體在5 500 r/min下的總聲壓級差為7.5 dB，6 000 r/min 下的總聲壓級差為6.4 dB，其他轉速下的總聲壓級差在3 dB 左右。在采用相同的測量方法及測點位置時，3 dB 表示減重后發動機噪聲功率約為原發動機噪聲功率的2 倍，人耳能很容易地感覺到差別。對于減重后的缸體進行仿真分析后，發現減重后的噪聲性能很差，需要后續進一步優化，盡可能滿足客戶對舒適性的需求。

4.2 發動機缸體優化后的噪聲分析

提升發動機輻射噪聲性能的方式有3 種：1）從降低發動機源頭的激勵入手；2）改變發動機的響應傳遞路徑；3）增加發動機的剛度與阻尼結構，從而降低發動機輻射的表面激勵響應。由于設計部門是從減重缸體開始，既要保證不影響發動機的噪聲性能，又要達到發動機減重的效果。

因此，文章從優化缸體結構的方向入手，通過提升發動機缸體的剛度來優化噪聲。經過拓撲優化的缸體的模態結果，如圖13 所示，得到的結果可以保證發動機的缸體模態與原缸體的模態持平，優化后的缸體質量比原缸體減輕3.24 kg，比設計部門提出的減重缸體多增加1.2 kg，減少率為8.1%。與設計工藝部門溝通過后，實際的減重缸體加筋布置，如圖14 所示。

圖13 拓撲后發動機缸體進氣側布筋與排氣側布筋圖

圖14 優化后發動機缸體實際進氣側布筋與排氣側布筋圖

重新對優化后的缸體進行整機噪聲分析，結果如圖15 所示。1 000，2 000，3 000，4 000，5 500 r/min 工況下優化后的缸體噪聲僅比原機型高1.3 dB，6 000 r/min工況下優化后的噪聲比原機型僅高2.2 dB，比設計部門提出的均勻減薄的減重缸體的噪聲水平提高了很多。從中可以得出，缸體的減重設計與優化方式可以擴展應用到發動機的其他部件中，尤其是合理優化發動機的油底殼、鏈輪罩蓋與氣門罩蓋是至關重要的。

圖15 發動機缸體減重前后及優化后的總聲壓級對比

4.3 發動機缸體優化后的試驗驗證

對減重、優化后的樣機進行振動噪聲測試。通過對比優化前后的數據，驗證發動機整機聲學仿真模型的合理性。圖16 示出發動機氣門罩蓋點的噪聲頻譜圖。從圖16中可以看出，優化后的整機氣門罩蓋點的噪聲頻譜分析明顯好于減重的方案，在500～5 000 Hz 范圍內優化效果明顯，整體表現為在中高頻率的優化效果顯著。

圖16 發動機氣門罩蓋點噪聲頻譜圖

原方案、減重方案及優化方案的氣門罩蓋上方場點的平均聲壓級對比圖，如圖17 所示，優化后的聲壓級曲線在1 000～6 000 r/min 工況下確實比減重后的聲壓級降低了很多，而且與原方案的聲壓級基本保持一致，并且整體表現在中高轉速下優化效果明顯，與仿真值的結果吻合較好，說明發動機有限元模型及噪聲邊界元模型對于解決噪聲問題是可信、高效的。

圖17 發動機缸體減重前后與優化后試驗總聲壓級對比

5 結論

基于柔性體多體動力學，結合有限元理論得出了發動機表面振動激勵的結果，并且對標發動機振動試驗結果，最終得出的發動機表面加速度級仿真結果與其試驗結果擬合完全一致，驗證了多體動力學模型的真實性。

通過聲學邊界元方法和五點測試方法，構建了發動機1 m 噪聲仿真模型，利用噪聲試驗驗證了仿真結果的最大誤差在允許范圍內。誤差的原因是由于仿真無法模擬氣流沖擊產生的噪聲，而這部分對于優化結構產生的輻射噪聲影響不大：如果是對不同的方案進行測試，都涵蓋氣流的噪聲；如果是對不同的方案進行仿真，則都不涵蓋氣流的噪聲。因此利用聲學有限元的發動機噪聲仿真模型可預測發動機的噪聲趨勢。

該方法不局限用于缸體結構的輕量化研究，還可應用于其他部件方案的成本優化、輕量化材料選取等對發動機振動噪聲的預判。利用以上方法進行驗證，可縮短開發周期，降低研發的成本，給汽車主機廠帶來不小的成本利潤。