發動機激勵噪聲的案例
發動機激勵整車結構噪聲混合仿真分析
摘 要：為解決整車開發早期沒有載荷譜無法進行整車發動機激勵噪聲預測的困境，本文采用多體進行發動機動力學分析，發動機載荷，結合有限元仿真技術，對整車進行發動機階次及overall分析，針對低頻轟鳴聲進行TPA診斷優化分析，結果證明仿真能反饋實車的主要問題，能有效為整車NVH前期開發提供有效的計算方法和指導方向。
關鍵詞：發動機激勵噪聲，多體，有限元，TPA
1.引言
發動機結構噪聲作為乘用車噪聲最大貢獻源[1][2]，一直是NVH工程師最大難題之一。為解決發動機結構噪聲，在不更改發動機內部運動件的情況下，眾多學者一直在不斷地做著各方面的研究和嘗試。近十年來，懸置系統解耦率分析方法已經非常成熟[3][4]，對NVH工程應用起到非常重要的指導作用。發動機接附點模態動剛度結構有限元仿真與優化[5][6]，避免了結構剛性不足所帶來的結構噪聲問題。車身傳遞函數仿真分析優化技術[7][8]，改善了對發動機激勵結構噪聲的放大傳遞作用。在應用這些研究成果過程中發現所有的分析僅僅考慮到子系統本身的性能，但整車是一個整體系統，子系統本身性能良好，不代表著整車裝配后的整體性能良好。整車狀態的仿真分析也大部分在有前一階段的載荷數據后才能開展分析工作。本文采用多體進行發動機動力學分析，發動機載荷，結合有限元仿真技術，對整車進行發動機階次分析，并合成overall。
2.仿真優化方法理論
2.1傳遞路徑技術理論
圖1 發動機激勵結構噪聲模型
發動機激勵結構噪聲模型簡化如圖1所示，發動機內部燃燒爆發力引起整機振動，經發動機懸置系統隔振后，對車身產生激勵力。激勵力經車身進行傳遞，經過放大或衰減作用后產生響應，通過人的觸覺或聽覺感受到發動機激勵所引起的結構振動和噪聲。
展開 航空發動機風扇噪聲仿真
下圖右給出了仿真與實驗的頻譜對比，可見安裝角經過隨機擾動的調整后，仿真的諧頻噪聲和實驗更加接近。這也是首次在CFD仿真中觀察到了這一現象。
在發動機短艙內壁安裝聲襯，利用亥姆霍茲共振器原理可削弱風扇噪聲，減少其向外部的傳遞。該技術在很多民用渦扇發動機上均有應用。但由于聲襯的蜂窩結構細小繁多，難以使用傳統CFD工具進行評估。以往對于聲襯技術的研究和優化，通常采用半經驗的方法，但聲襯在較高聲壓級的條件下，以及湍流邊界層掠過時表現出來較強的非線性，使得經驗公式失效；而新型的聲學材料也會使經驗參數改變，難以滿足現有的設計開發需求。
而基于LBM+VLES的技術優勢，使用PowerFLOW不僅可以對單個或一組蜂窩進行直接數值模擬，對蜂窩結構的聲學特性進行精準的評估和優化，也可以通過聲學多孔介質對安裝聲襯后的發動機的降噪效果進行模擬分析。
風扇設計，作為民用渦扇發動機領域內最難的方向之一，引無數英雄前赴后繼。一個看似不起眼的風扇卻凝結了幾乎整個工業領域內最尖端的技術，百萬寶貝，你值得擁有。
大風扇呀吱悠悠的轉，這里的噪聲不簡單，寬頻和諧頻一起來搗蛋......介紹完了機身和風扇噪聲，后續為您帶來噴流噪聲和飛發一體化的噪聲設計優化，敬請期待。
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展開 多工況下發動機振動噪聲研究
圖3 為機械負載下，內燃機轉速由750r/min勻加速到3390 r /min 時測得的噪聲信號ColorMap圖，表明1階、2階、4階、6階、8階噪聲為內燃機噪聲的主要成分。圖4反映了各個階次不同轉速下的噪聲對整體噪聲水平貢獻的大小，圖中曲線1代表了整體的噪聲水平。在750～3390r/min轉速范圍內，8階噪聲占主導地位; 6階、4階、2階、1階噪聲依次減小?？傮w而言，1階、2階、4階、6階、8階噪聲對內燃機噪聲水平貢獻最大。
3. 懸置系統優化約束設計
在已設計完成懸置基礎上，可以根據發動機的振動進一步優化參數，讓傳到車內的發動機激勵最小。通常，會通過優化系統約束條件來達到隔振的效果。實驗結果表明發動機在780 r /min 時產生了共振，故在設計懸置系統模態目標時考慮了轉頻13 Hz，避免產生共振。懸置系統固有模態目標如表5 所示。
4. 結論
( 1) 穩態工況下，隨著轉速的提升基頻也隨之增加，Y 軸的振動烈度比同轉速的X、Z 軸大，且內燃機主要峰值振動頻率為內燃機轉頻的整數倍，驗證了實驗數據的準確性。
( 2) 測量的振動加速度信號應該隨著轉速的提高而增加，但表3 顯示同一扭矩下780 r /min 的振動烈度反而大于820 r /min，說明內燃機內部零部件在780 r /min 時存在共振，對內燃機懸置系統設計有一定的指導意義，并給出了懸置系統模態的優化目標。
( 3) 由圖4 可得出噪聲主要由1 階、2 階、4 階、6 階、8 階機械噪聲合成，可對其相應的噪聲產生原因進行優化。
文章來源：發動機技術
展開 發動機油底殼輻射噪聲預測方法的研究
摘要：介紹了對發動機油底殼進行噪聲預測的兩種方法。通過振動速度法，估算了油底殼輻射的聲功率級。用ＦＥＭ／ＢＥＭ方法進行預測時，考慮了油底殼中潤滑油的耦合作用，并對耦合情況與非耦合情況的計算結果進行了比較，表明耦合作用對油底殼的振動有較大影響，并與聲強法測量的油底殼左右兩側的聲強圖進行了比較，聲強分布基本一致。結論：ＦＥＭ／ＢＥＭ方法是預測發動機油底殼輻射噪聲的有效方法。
發動機油底殼輻射噪聲預測方法的研究.pdf
汽車發動機噪聲控制——pdf書
汽車發動機噪聲控制——pdf書1
汽車發動機噪聲控制.part1.rar
汽車發動機噪聲控制.part2.rar
汽車發動機噪聲控制.part3.rar
仿真助力減少航空發動機渦輪風扇的噪聲
飛機渦輪發動機中的渦輪風扇是主要的飛行噪聲源之一。過量的噪聲可能會引發一系列健康問題，例如聽力障礙、睡眠紊亂和壓力疾病。聲學建?？梢詭椭鷥灮瘻u輪風扇發動機的設計，減少噪音污染及其負面影響。我們將通過噴射管教程模型，闡明使用聲學建模方法的好處。
為什么降噪對于渦輪風扇發動機很重要？
如果您乘坐過商用飛機，所在的航班很可能是由渦輪風扇發動機驅動的。渦輪風扇發動機的工作原理是：將部分捕獲的空氣送入壓縮機，空氣經壓縮后進入燃燒室，和燃料混合燃燒，排出燃氣可產生飛行推力。
圖1 渦輪風扇發動機的示意圖。
圖片由 K. Aainsqatsi 提供。在CCBY-SA 3.0 許可下使用，通過 Wikimedia Commons 分享。
圖2 真實的渦輪風扇發動機。
圖片由 Sanjay Acharya 提供。在CCBY-SA 3.0許可下使用，通過 Wikimedia Commons 分享。
近年來，渦輪風扇發動機的設計得到了極大改進，尤其是降噪。知道為什么嗎？再次想象一下你正在乘坐飛機——發動機一路在耳邊喧囂可不是什么愉快的經歷。對于機場附近的居民來說，飛機著陸和起飛時的巨大噪音會擾亂睡眠作息。因此，降低飛機及其發動機產生的噪音成為了航空業關注的焦點。為了演示具體的操作流程，我們來看一看簡化的噴射管教學模型。
展開 『轉貼』發動機噪聲診斷方法[分享]
● 連桿軸承噪聲
連桿間隙過量會引起在發動機的各種轉速下，即怠速和載荷工況下的敲擊造噪音。當軸承開始變得松動時，該噪音可能與活塞的拍擊聲或者松動的活塞銷的噪音混淆在一起。噪音的音量隨發動機的轉速增加。低機油壓力也將伴隨這種情況產生。
● 活塞噪聲
最困難的是指出活塞銷、連桿以及活塞噪音之間的區別。松動的活塞造成的雙擊敲擊聲，通常在發動機怠速運轉時可以被聽到。當這個氣缸的噴油器被拆下時，這種敲擊的聲音將會發生明顯的改變。然而，在某些發動機上，當車輛以穩定的的速度在道路上行駛時，這種敲擊的聲音反而變得更加明顯。
展開 基于動力學的發動機正時皮帶怠速噪聲仿真分析及試驗研究
摘要： 以某3缸增壓直噴汽油機正時皮帶怠速低頻噪聲為研究對象，通過試驗鎖定噪聲源和噪聲頻段，并對該噪聲產生機理進行分析。針對該噪聲源和噪聲頻段，通過一維動力學仿真的方法來優化正時皮帶系統的布置參數，尋找到降低該噪聲的方法，并最終通過噪聲-振動-平順性(NVH)試驗驗證了提高皮帶剛度和增加小惰輪的方案能夠有效降低該噪聲。
概述
隨著人們對整車舒適性的要求越來越高，對發動機的噪聲-振動-平順性(NVH)要求也越來越嚴格[1]。正時傳動系統是發動機配氣機構的重要組成部分，用于準確地定時開啟和關閉相應的進、排氣門[2]。正時性能的好壞直接影響發動機的動力性、經濟性、NVH及排放性能[3]。正時皮帶由于噪聲低而被廣泛用于發動機上驅動氣門機構，但正時皮帶噪聲令人厭煩。為了提升整車的安靜程度，高質量的整車必須降低正時皮帶的噪聲[4]。
針對正時系統噪聲的研究有：文獻[5-8]針對正時鏈傳動系統展開了研究，得到了正時鏈傳動系統的降噪方案；文獻[9-14]針對正時皮帶傳動系統展開了研究，得出了帶齒嚙合力和轉速等對正時皮帶嚙合噪聲的影響規律，總結出一系列降低正時皮帶嚙合噪聲的方法。
本文以某3缸增壓直噴汽油機正時皮帶怠速低頻噪聲為研究對象，通過試驗鎖定噪聲源和噪聲頻段，并對該噪聲產生機理進行分析。針對該噪聲源和噪聲頻段，通過一維動力學仿真的方法來優化正時皮帶系統的布置參數，尋找到降低該噪聲的方法，并最終通過NVH試驗證實提高皮帶剛度和增加小惰輪的方案能夠有效降低該噪聲。
文獻[9-14]研究的正時皮帶噪聲均為嚙合噪聲，噪聲頻率與發動機的轉速相關，采用的降噪措施均為降低嚙合沖擊。
展開 基于多體動力學的發動機噪聲預測與輕量化
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。
展開 virtual.lab中發動機和齒輪噪聲分析技術方案
分享一些virtual.lab的發動機和齒輪噪聲分析技術方案，希望對別人會有幫助
發動機動力總成CAE方案.doc
齒輪噪聲分析
Gear noise simulation.part1.rar
Gear noise simulation.part2.rar
Gear noise simulation.part3.rar
飛機發動機引起的機艙噪聲的高分辨率振動聲學測量與分析
DLR已經多次使用這種方法，并證明它適用于電磁振動器的可重復人工激勵。
測試活動由DLR的振動測試團隊在兩周內進行，在機身上的1310個單獨傳感器位置測量機身結構的振動響應。額外的傳感器被部署到壓力艙壁和機艙地板上。
安裝了傳感器配置C1的DLR ISTAR。整個測量網格用可拆卸標簽標記在機身上。?2022 DLR
發動機和發動機注入的力是上述音調振動源之一。然而，由于測量系統通道和傳感器的可用性有限，無法同時測量具有超過1300個加速度計位置的完整詳細網格的整個機身結構。在使用運行的發動機進行測量時，由于傳感器和電纜連接要求導致安裝時間較長，因此也不可能使用劃行網格方法。整個網格的一個特定子集用于發動機運行，重點是發動機附近的機身響應，有限數量的傳感器分布在機身的整個長度上。
在測試期間將采集的數據處理到頻域以獲得工作變形分析，然后進一步處理以獲得STI估計。
圖文快覽
測試期間使用的傳感器配置。主要測試是使用5種配置C1到C5完成的，這些配置依次安裝和測量（圖a）。24個傳感器固定安裝在ISTAR的左側（圖b）
用于發動機測試的傳感器配置。在275個傳感器的配置下進行發動機運行。安裝需要固定每個傳感器和電纜，禁止劃行網格方法
所有5種配置中存在的傳感器的2σ偏差。
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使用ANSYS CFX為渦輪噴氣發動機設計產生更少噪聲的風扇
Usanin, Aviadvigatel Perm
翻譯：上海安世亞太
前言
由于針對有害排放物和噪聲水平具有嚴格的國際標準，設計和開發燃氣渦輪發動機的公司正面臨著艱巨的任務——制造具有高生態效率的發動機。為了滿足這些要求，需要對發動機內部發生的過程進行數值模擬，以深入了解發生的情況，并確定導致這種行為的因素。對于高旁路比的航空發動機，風扇級產生的聲噪聲是發動機總噪聲水平的主要貢獻者。
針對這些噪聲要求，我們使用ANSYS CFX計算流體力學(CFD)軟件來估算不同風扇級幾何的氣動和聲學效率。
圖1. 風扇級幾何模型
幾何模型
為了開發FEGV（風扇出口導葉）的幾何，將FEGV中表面非定常壓差的區域平均振幅作為轉子-定子聲源的主要來源。振幅由風扇級的三維非定常CFD計算獲得。參考文獻表明，使用該方法的計算結果與實驗數據具有良好一致性。
圖2. FEGV形狀
這種風扇是為一種先進的新型渦輪噴氣發動機設計的。將進口導葉（IGV）和風扇出口導葉（FEGV）按20%比例縮放，以縮小分析域的規模。結果域包含1個風扇葉片通道、2個FEGV通道和4個IGV通道。網格模型由大約150萬個節點組成。研究了四種不同幾何形狀的出口導葉。
選擇徑向設計（無傾角）作為初始幾何。具有20度和30度傾斜角的葉片分別被選作第二種和第三種幾何。具有沿著葉片高度的曲線軸的葉片選作第四種幾何類型。
結果分析
所有的CFD計算都是在ANSYS CFX(CFX-5.6)中進行的，因為該軟件解決方案對非定常流動有良好的效果。對風扇級進行了非定常CFD計算，計算結果表明：
葉片中表面的壓力與吸入面之間存在非定常壓差。然后對中表面的壓差進行傅里葉變換。
展開 小排量摩托車發動機的功率輸出及進排氣管噪聲的一維仿真技術
在此文中,利用一維仿真技術將三維的進排氣系統轉化為一維模擬計算,建立了一維仿真模型來對小排量摩托車發動機的輸出功率和進排氣噪聲進行以為模擬仿真研究。對于不同排量及不同冷卻系統的發動機,只需將計算模型中的邊界條件做相應改動,就可以算出精確的功率輸出
小排量摩托車發動機的功率輸出及進排氣管噪聲的一維仿真技術.rar
基于統計能量分析方法的工程車輛駕駛室聲學包優化 附統計能量分析原理及其應用下載
由于關注的是駕駛員處的噪聲，因此首先劃分出駕駛員處的頭部聲腔；其次為探尋噪聲的能量傳遞路徑，對駕駛員及乘員分別劃分出腰部、腿部空間。其中座椅有單獨的空間，儀表板也分成上下兩部分，擋風玻璃下方也單獨劃出聲腔子系統。另外，為了便于加載外部聲載荷需要搭建外部聲腔，外部聲腔根據車身外表面的節點進行建立，需要分別建立前擋風玻璃、車門、車窗、車頂、后圍、地板等外聲腔。最終如圖2所示，駕駛室SEA模型共劃分168個聲腔子系統。
圖2駕駛室SEA模型聲腔子系統
本文探討的是工程車輛在60km/h高速行駛工況的車內噪聲，主要激勵源為發動機噪聲及風噪。激勵的輸入值來源于實際工況的測試值。車輛在良好水平路面上以規定工況行駛，采用數據采集系統，在駕駛室外表面分別共計40個測點布置表面麥克風傳感器，記錄駕駛室外表面聲壓信號。發動機噪聲激勵測量，采取車輛在底盤測功機上模擬60km/h行駛的方法，在發動機上、下、左、右、前共5個表面，每個表面布置3個傳聲器，記錄平均聲壓級作為該表面的近場聲壓級。每個發動機近場聲壓及駕駛室表面聲壓測量見圖3，測量值見圖4。
1.3 聲學包模型仿真與試驗對比
在駕駛室外部的噪聲測點對應腔體上，將試驗得到的發動機噪聲及風噪激勵加載到模型中，并根據駕駛室聲學包的布置方案對模型進行吸隔聲處理。原聲學包的材料數據（見表1，采用Mecanum全套材料聲學測試與分析設備采集完成）代入SEA模型，并計算可以得到司機耳旁所在的頭部腔體的平均聲壓級。
圖5所示為60km/h行駛工況的司機耳旁聲壓級仿真值與試驗值對比圖。從圖中可以看出，試驗和仿真結果在400Hz～5000Hz頻域上的趨勢基本一致。噪聲能量主要集中在400Hz～1600Hz頻率范圍內；仿真結果在2000Hz～5000Hz高頻區域較試驗結果高2dB～3dB。
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