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静动态有限元分析设计—噪声缸体
摘要
目前正在使用的有限元方法用于设计低噪声气缸体。无论是静态或动态分析通常用块结构。然而，研究运行气缸的气缸体的行为表明，振动由两个现象，这是最初的弹性变形和自然振动。因此，有必要研究这两种现象，通过使用模拟技术，以确定最佳考虑重量的低噪声气缸体的设计。
在本研究中，应用静态和动态有限元分析来模拟每种现象，并检查静态和动态响应与气缸体部件之间的关系。
结果表明，用于减小初始变形的气缸体的变形与用于抑制固有振动的气缸体的变形不同。 因此，静态和动态有限元分析应该用于设计低噪声气缸体。
在近年来，由于强化的车辆外部噪声规则的影响以及由于内部噪声改善而促进的舒适性的追求，对降低发动机噪声和振动已经有了强烈的要求。 同时，对资源和能源节约的需求已经导致具有更高压缩比，更快的燃烧以及因此更小的燃料消耗的更轻的发动机。 由于这两种趋势在相反的方向上导致，因此必须建立低噪声发动机的最佳设计方法。
气缸体对发动机噪声性能有很大影响。 最近特别感兴趣的是关于使用有限元分析的许多报告，有限元分析是来自计算机技术和应用的最新进展的方法，参考气缸体。 然而，这些报告只考虑了静态分析或动态分析（1） - （5）*。
在本研究中，以紧凑的直列4缸发动机为例。 在振动和噪声辐射现象包括初始弹性变形和由于燃烧引起的自然振动的想法下，静态分析被应用于初始弹性变形。 并对自然振动进行动态分析。 通过组合这些方法，可以尝试更准确的气缸体行为的模拟。
作为对缸体结构部件和静态刚度以及动态响应之间的关系的研究的结果，阐明了静态和动态分析的作用。 除了导致确定用于低噪声的最佳气缸体结构之外，研究还指出这两种类型的分析都是必要的。
作为最后一步，开发的模拟方法被用于试图最佳地设计低噪声气缸体。
气缸体对汽车噪声的贡献
在加速时来自车辆的外部噪声的超过50％（声能百分比）来自发动机。 图1中示出了发动机部件发出的声能的贡献率的示例。 一般来说，由于汽缸体在发动机中具有最大的辐射面积，其贡献也很大（总声能的28％）。 提供第二大辐射声能量的部分是油底壳。 其原因是其从气缸体接收的振动冲击。
因此，可以说，从发动机排出的声能的50％以上是由于气缸体的振动。
观察内部的发动机噪声，车辆隔音的提高的效率意味着空气传播噪声的减少。 作为响应，源自附接到气缸体的发动机安装件处的振动的固体噪声的影响增加。 图2示出了这样的示例，其中通过将气缸体上的安装件移动到低振动的位置，并且减少进入本体的振动，可以改善噪声
以这种方式，气缸体振动的抑制直接导致发动机噪声的降低。 这可以是用于减少汽车噪声的非常有效的过程。
气缸体对发动机重量的贡献
由于社会需要节省资源所必需的重量削减与对发动机噪声降低的需求直接冲突。 图3给出了每个发动机部件的重量比例的示例。 气缸体占据总重量的28％，因此当决定进行减重时是大多数重量切削措施的主题。
然而，如前所述，气缸体对发动机噪声具有很强的影响。 因此，为了在同一发动机中实现轻量和低噪声特性，需要考虑气缸体结构和振动之间的关系以及噪声辐射现象的最佳设计。
燃烧对气缸体振动的影响
运行的发动机中的气缸体振动如图4所示。 如该图所示，在与测量点相邻的3号气缸处，观察到响应于燃烧的大量变形。 同时发生高频振动，随后是逐渐衰减的趋势。 然后在由于下一个气缸的点火而产生的燃烧时重复该现象。
在点燃之后响应于燃烧力而发生的变形，燃烧的初始阶段被认为是局部弹性变形，并且具有一些关系气缸体的静态刚度（即初始弹性变形）。 这也可以在Nakano（7）使用双脉冲激光全息术执行的运行发动机测试中的早期点火的气缸体变形模式全息图中观察到。
与该变形同时发生的高频振动是由于上述初始弹性变形和燃烧力的高频分量的气缸体的激励而产生的固有振动。 它由各种类型的振动模式（8）（9）（10）组成。 因此，这种高频振动是受气缸体的动态特性影响的现象。
从上述内容可以看出，运行的发动机中的气缸体振动被认为包括两种现象，即引起燃烧的初始弹性变形和作为同时激励的固有振动 变形。 这些现象被认为分别与气缸体的静刚度和动态响应有很深的关系。 因此，当通过改进气缸体结构试图实现较低的噪声水平或较低的振动水平时，直到现在仅考虑静态刚度或动态响应来观察气缸体行为的方法是不够的。 通过研究将抑制气缸体的初始弹性变形的结构以及将抑制自然振动的结构，并且通过以最合适的方式对这些结构进行固定，将可能产生用于 低噪音气缸体。
应用有限元分析振动现象
在发动机点火期间构成气缸体振动的初始弹性变形和固有振动是对瞬态力的响应。 然而，每个也被认为是对应于静态刚度和动态响应的现象。 因此，根据有限元法，一起进行静态分析和动态分析，并进行振动现象模拟（图5）。通过这种双重模拟，进行了用于气缸体的FEM模型的规格的调整，并且进行了关于振动特性确定最佳结构的研究。 在气缸体振动的FEM模拟时进行的分析的发动机规格示于表1中。研究由紧凑的直列4缸发动机构成。 发动机气缸体的有限元模型如图6所示。 三角形和矩形壳单元用于模型的基本结构。 肋，法兰和轴承以杆元件的形式添加到模型中。
NASTRAN用于有限元分析。 对于分析结果的建模和输出，使用了由Nissan开发的交互式图形程序。 这使得建模容易，并且可以输出更容易理解的图形。 静态和动态分析的输入和边界条件如表2所示。
为了验证以这种方式进行的静态分析，使用静态变形测试的结果。 通过双脉冲激光全息法进行的模式分析和振动激发测试用于动态分析的验证。 从FEM动态分析计算的振动模式与来自激光全息术的模式的比较在图7中示出。 这两种方法的结果在谐振频率和模式模式方面都很好。
分析结果
关于气缸体的静态刚度和动态响应为了研究分析结果，让我们看看减少气缸体振动和噪声所涉及的特性。
第一个主题是控制由燃烧力产生的初始弹性变形。 如果在整个块上进行静态刚度改进，则重量效率将降低，与初始弹性变形具有强关系的那些部分的刚度的改进是最有效的。
接下来是自然振动的控制。图8是由于气缸体的动态响应引起的噪声辐射机制的表示。 从气缸体排出的噪声由作为气缸压力和气缸体动力响应的积的块振动以及块表面振动在空气中产生噪声的辐射效率产物确定。 这是噪声辐射机制，让我们看看在气缸体动力响应方面的噪声减少，
观察该动态响应，期望谐振振幅小。 另外，当共振频率低于大约2KHz时，并且当气缸体共振不与其他结构部件（例如曲轴）共振时，共振频率应该高。 出现这种情况的原因有很多。 当气缸压力的频率范围大约低于2KHz时，气缸压力水平降低-40- -60dB /十倍频程，而辐射效率显示出增加 20- 30dB /十倍频程的趋势。 两者的乘积都出现了-10 AOdB /十倍频程的衰减。 因此，当燃烧力转换为噪声时，并且如果共振频率升高，则显然所施加的气缸压力的水平将降低。 因此，减小了谐振频率处的噪声。
然而，在气缸压力高于2KHz时，由于燃烧室中的爆震和气体共振，不能确定其水平将随着频率的升高而降低。因此，有必要研究气缸压力和动力响应。
静态分析 - 图9表示装载在3号气缸中的静态偏转试验的模拟应用。 当在气缸处加载时，张力主要产生在气缸附近的水套和轴承。 在垂直方向上的拉伸的同时。 还存在垂直弯曲。 分别看下部甲板，由于其两端和其中心区域分别被水套的外壁和轴承拉动，在下甲板连接外壁的区域中开始产生弯矩。 该弯曲力矩使水套的外壁向内翻转。 这个时刻也适用于想要向外打开的裙子。 然而，当裙部连接到隔板时，存在来自向内和向下拉的轴承的张力。 同时，轴承盖垂直弯曲并且轴颈椭圆形地变形。
气缸体表面的横向偏转在图10中示出。上图示出了偏转轮廓，而偏心轮跟踪每个部件的变形。 这些表明外壁和裙部的变形在气缸的大致附近最大。 有两个变形眼：在围绕气缸中心的外壁部分的中间，以及在曲柄中心位置。 外壁变形的性质使得下甲板的弯曲力矩和外壁表面的凸形状由于张力而有助于展平效果，因此可以看出裙部被拉入曲轴中心。 图11示出了在其它气缸也以类似方式加载的情况下发生相同的变形，并且因此可以知道这是围绕加载气缸的区域的局部变形。
该解释指出，由燃烧力产生的初始弹性变形是在负载气缸处发生的局部变形。 它包括由曲轴支撑区域的变形引起的拉伸和侧向变形。
动态分析 - 气缸体的振动模式可以由多个频率表示。 使用FEM的计算结果如图1所示。 振动模式可以根据其模式形状按照以下方式分类。
基本模式 - 扭转和弯曲模式属于此类别。 主要涉及500Hz到1.5KHz的范围。 模式模式使得气缸体表现为好像它是一个盒子，整个块振动。 如图13（a）所示，从顶板开始到油盘轨道发生变形。
曲轴箱模式 - 轴承盖和散装头的往复运动，凸起模式和裙部的侧向弯曲都属于这一类别。 主要涉及500Hz到2KH2的范围。 气缸体的上端被顶板封闭。 但是，它的下端是自由的。 结果，从下甲板垂下的舱壁，轴承盖和裙部各自独立地振动，而且还以一种方式彼此影响。
图13（b）示出了轴承的往复运动。 由于它们来回振动，连接到舱壁的裙板也振动。 这样，即使顶部和底部甲板几乎不振动，油底壳轨道自己振动。
面板模式 - 面板模式是气缸体侧壁的哪些部分并且局部振动。这对于紧凑的气缸体是常见的，然而，测量的频率通常超过2KHz，并且对汽油发动机的总噪声几乎没有贡献。然而，对于柴油发动机，以及来自柴油机爆震等的高频输入，由于这种模式的噪声是常见的。因此，需要考虑根据每种特定发动机类型的燃烧功率。
观察基本和曲轴箱模式，气缸体下部的振幅高于上部的振幅。如对曲轴箱模式所解释的，这是因为块的底部处于释放，未附接形式。当安装气缸盖时，这种趋势甚至更清楚。当考虑到发动机支架和与气缸体接触的油底壳发生振动时，这意味着需要抑制气缸体下部的振幅。
研究气缸组件 - 通过实施静态和动态分析研究了各种特性。 然而，这些研究对构成气缸体的结构部件有什么关系？
图14显示了直列四缸发动机的气缸体的结构部件。 气缸体由被顶板，外壁，下甲板和气缸套以及形成在该气缸体下方的曲轴箱包围的封闭箱体组成。通过静态和动态分析进行研究，其中每个刚度增加 目的是有效控制初始弹性变形和自然振动。
结果示于图15。 在该图中可以看出，控制振动的效果对于每个部件是不同的。
关于初始弹性变形，曲轴箱中的刚性是重要的因素。 还看到固有振动，封闭箱体刚性对基本模式的影响以及曲轴箱刚度对曲轴箱模式的影响是显着的。 还响应于曲轴箱刚度示出了这些模式的振幅减小。 由于面板模式是气缸体的外壁处的局部振动，所以它由每个面板的刚性控制。 还观察到作为刚性增加的结果的不良影响。
在图16中示出了使用静态分析来研究隔板的示例，其导致初始变形的水平偏转的增加。 该图表示当舱壁厚度通常增加时油盘轨道横向和水平偏转。 随着舱壁刚度的改善，传递到裙部的张力增加，并且水平偏转量增加。作为响应，曲轴轴颈的椭圆形变形变小，横向偏转减小。 从这可以看出，必须通过保持舱壁刚度与周围元件的刚度平衡来进行改进。
研究密闭箱和曲轴箱刚度对基本和曲轴箱模式的影响的结果如图17所示。 如图1所示的研究结果所示。 如图15所示，闭合箱体刚度对基本模式的共振频率和减小弯曲模式的振幅具有很大的影响。
曲轴箱刚性相对于曲轴箱模式的控制效果也很大。 关于基模的谐振频率，它简单地作为质量，并且谐振频率降低。通常，在气缸体底部的幅度控制方面证明了有效性，其中放大器通常在上部大于1，
接下来，研究与基模振动特性具有如此密切关系的封闭盒的尺寸的影响，图18示出当改变闭合盒的长度，宽度和高度时共振频率和振幅的变化率 其壁厚保持不变。 从结果可以看出，期望宽度短，长度短。 然而，关于高度，由于闭合箱的弯曲刚度和质量平衡的变化，关于共振频率和振幅的变化的趋势不一致。
如上所述，气缸体的结构部件的刚性对初始变形和固有振动的控制具有不同的影响。 因此，作为该分析的结果，可以根据它们的噪声辐射原因进行下面的类型块类型的分类。
初始弹性变形引起的海啸辐射的类型 - 通常，轻型，薄壁的气缸体是这种类型。 块的静刚度由面板厚度和横截面积决定，只要材料没有差异。 因此，由于重量减轻而产生的切割厚度可容易导致静态刚度降低，
噪声辐射是由于自然振动的类型 - 根据振动模式分类，如下。
1）基波模式响应高的类型。 - 长气缸体 - 窄气缸体
2）曲轴箱模式响应高的曲线和曲轴箱底部振幅大的曲线。
- 带深裙的气缸体
- 具有少量主轴承的气缸体（例如三轴承座）
- 具有宽轴承跨度（减少裙边弯曲刚度）的气缸体
如这里可以看到的，气缸体中的噪声辐射现象包括由于初始弹性变形以及由固有振动引起的辐射。 结果，当进行最佳噪声降低以研究噪声引起因素并且适当地组合静态和动态分析方法时，是必要的。
低噪声气缸体的设计
在表3所示的两种类型的气缸体中进行结构修改以减少噪声。 这通过使用FEM静态
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