本文闡述了模態試驗的理論，通過缸體模態的有限元分析和模態測試，發現了缸體模態頻率較低。通過對缸體局部模態進行優化，提高了模態頻率，降低了缸體產生振動輻射噪聲的風險，最終降低了發動機的噪聲及振動，提升了發動機的聲品質。

缸體是發動機的核心零部件，是發動機結構的基礎。發動機眾多零部件都直接或間接地和缸體連接，發動機工作時缸體和其他零部件將產生復雜的振動或耦合共振，進而產生復雜的噪聲，即缸體強度的高低對發動機NVH及整車NVH的提升將產生重要的影響,所以確定缸體結構模態參數，特別是固有頻率和振型對控制振動輻射噪聲具有重要的意義。

結構共振噪聲在發動機噪聲中比較常見，而根據共振噪聲產生的機理，針對不同的噪聲形式可以采用不同的優化方式進行。如控制發動機缸體結構共振噪聲，可通過優化燃燒噪聲或者機械噪聲的方法進行，但是這樣可能會影響發動機的性能，所以往往降噪量有限。而采用模態優化增加結構剛度或者改善自身的阻尼特性來降低表面振動的方式也可以大幅度降低缸體輻射噪聲。在激振力不變的情況下，增加結構剛度，減小結構表面響應是控制發動機表面輻射噪聲的基本途徑。增加結構剛度的主要目的是提高結構的固有頻率，使其達到結構衰減較大的頻率區域。

本文以某發動機缸體為案例通過仿真分析和試驗相結合的方式確定了發動機結構共振噪聲，最終通過模態提升的方式提升了發動機的NVH性能。

缸體模態有限元分析

發動機工作時缸體是主要的受力件，氣體在燃燒室燃燒所產生的氣體壓力，通過活塞連桿傳遞到曲軸，通過缸體傳出。因此發動機缸體必須要求有足夠的剛度和強度，才能承受如此大的機械負荷并保證發動機的正常運行。一般在設計缸體時，必須對其進行有限元結構分析。

模態分析的目的是識別出結構的固有頻率、振型以及阻尼比。如圖1所示為某直列四缸發動機缸體的有限元模型，單元類型采用高階四面體，材料屬性設置見表1。

圖1 有限元模型 

分析結果見表2，一階扭轉模態為349 Hz，一階彎曲模態為754 Hz，第三階1092 Hz，為缸體局部模態，缸體前三階模態頻率不滿足設計要求。

發動機燃燒激勵除了通過缸壁向外傳遞，還通過活塞連桿曲軸軸承座向外傳遞，這時候軸承座強度直接影響發動機噪聲的表現。所以軸承座的模態需要盡量高，一般要求軸承座模態頻率1100 Hz以上通過分析（表3），發動機從前到后軸承座的模態頻率依次為1074 H z、1103 H z、1103 H z1087 Hz、1127 Hz，也不滿足設計要求，需要進行優化。

表1 材料屬性 

表2 缸體模態分析統計結果（單位：Hz)

缸體模態試驗

1.模態試驗理論

模態試驗是同時測量結構的激勵信號與響應信號而得到的頻響函數，也就是通過輸入與輸出，推導結構的特性。將輸入-輸出的頻響函數可以用模態參數表示，彈性體多自由度的離散系統的運動微分方程如下：

其中，[M]、[C]、[K]分別為系統的質量、阻尼和剛度；{F}為系統受到的外部載荷。

上式經過模態解耦方程變化，第n階模態可表示為：

假設結構上激勵位于p點，響應點為r，則激勵點與響應點之間的頻響函數最終可表示為：

圖2 模態試驗缸體模型 

式中含有極點和振型的信息，極點由固有頻率和阻尼組成。不同的激勵點和響應點，模態振型不一樣，但是極點的位置不隨位置變化而改變。模態試驗一般用頻響函數法(FRF)進行。通過輸入-輸出信號的傅里葉變換計算得到實測的FRF離散值，再用最小二乘法進行參數識別。

2.缸體模態試驗

模態試驗時測點信號要有高的信噪比，因此結合仿真分析結果，測試點盡可能遠離模態節點，本次試驗建立了32個測量點，如圖2所示。測量時將缸體放在充氣輪胎上。試驗采用移動力錘，單點激勵多點激勵輸出的方式進行。每測量一個點要對得到的數據的相干性進行檢查，相干性盡量大于85%，如圖3所示，各測量點相干性均在90%以上測量數據較好。

圖3 相干性結果 

圖4 缸體扭轉模態圖 

通過試驗計算可知，如圖4所示，第一個模態775.9 Hz，為缸體的一階扭轉模態；如圖5所示，第二個模態775.9 Hz，為缸體的一階彎曲模態，第三個模態為1093.6 Hz，為缸體的局部模態。如表4所示，通過和仿真結果對比可知，仿真和試驗結果一致性較好。

圖5 缸體彎曲模態圖 

表4 缸體模態結果統計（單位：Hz)

表3 軸承座模態統計結果（單位：Hz)

圖6 軸承座頻率函數曲線 

3.缸體軸承座頻響函數測試

本次采用頻響函數測試的方式進行。測試結果如圖6所示，發動機從前到后軸承座模態頻率依次為1089 Hz、1105 Hz、1103 Hz、1114 Hz和1016 Hz，見表5。通過和仿真結果對比可知，仿真和試驗結果一致性較好。

綜上分析，此發動機缸體前三階模態及軸承座模態較低，均不滿足要求，被激勵產生振動噪聲的風險較大。

發動機缸體優化及分析

通過前面分析可知發動機缸體模態頻率較低，此發動機缸體開模已經完成，如果重新進行設計優化，時間和價格成本均較高，所以本次優化采用局部優化的方式進行，主要在缸體下方增加加強板，同時對主軸承座進行了局部加強。優化后的缸體再次進行仿真和模態測試，仿真結果如圖7所示，一階扭轉模態提升至683Hz，試驗結果，一階扭轉模態提升至690.8 Hz，試驗結果與仿真結果一致。優化前后缸體模態測試結果見表6。

表5 軸承座模態統計結果  

表6 優化前后缸體模態試驗結果（單位：Hz)

圖7 優化缸體一階扭振模態陣型 

圖8 優化前后噪聲Colormap圖 

優化驗證

采用上述優化方案后在臺架對發動機進行了噪聲及振動對比測試，在部分轉速區間噪聲降低明顯，尤其在2000～3200 r/m i n轉速區間噪聲降低0～1.5 d B (A)。Colormap圖分析如圖8所示，可知700 Hz以下發動機階次及共振明顯改善。發動機缸體振動值從原始的11 g減弱至現在的9.53 g,降低了13.6%，改善效果明顯。

綜上所述，發動機缸體在改動不大的情況下，提升了模態頻率，通過實測發動機的噪聲振動有明顯降低，主觀評價發動機聲品質也得到了提升。

結語

缸體是發動機的核心部件，模態的高低直接影響發動機噪聲振動的表現，進而影響發動機的聲品質。對發動機缸體模態進行分析可從源頭上鎖定發動機缸體振動噪聲問題，縮小了排查發動機NVH問題的范圍，提高了優化設計的效率。

針對振動噪聲問題采用試驗和仿真分析的方法進行，從易整改的零部件著手進行了模態提升，避免了整機產生共振噪聲問題。

文章來源：汽車制造業