车用汽油发动机减振降噪改进开发--gt-power

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我国政府继对车辆排放强制限值之后，又对汽车噪声、油耗等指标提出了强制性限值标准。GB1495-2002《汽车加速行驶车外噪声限值及测量方法》，规定在2005年1月1日起，对新认证车型将实施第二阶段噪声限值，M1类乘用车须达74dB(A)。新颁布的GB19578-2004《乘用车燃料消耗量限值》，规定各型车辆也应分阶段达到Ⅰ、Ⅱ阶段油耗限值。这对当前国产的M1类第二类车（下称：轻型车），存在挑战，须进行改进和优化。
    欧、美等汽车大国已远远走在我国前面。欧洲经济委员会，加大了对各类车辆噪声排放的限制，在过去20年，乘用车降低了8分贝，卡车降低了11分贝。这些发达国家测试手段、评估流程先进，在设计上，已经使用虚拟设计软件进行噪声、振动预测和改进，同时通过对声音品质研究，开发出不同声音品质车型，一适应不同国家和地区需求。在欧洲，柴油机的噪声振动已经控制在可以配装到乘用车的水平，且柴油机配装比例已超过40%。
    我国在80年代就认识到配装发动机噪声水平是决定整车噪声水平的关键因素。但由于种种原因，其噪声水平和低噪声技术能力与先进国家的差距越来越大。究其原因有：（1）执行车辆和发动机的噪声法规力度不够，噪声控制的行政管理制度比国外宽，降噪的研究工作的动力性不够；（2）创造性的关键技术研究不够，仅满足于跟踪和达标的治理；（3）研究队伍和研究条件薄弱，在振动、噪声方面的研究机构缺乏相应的资金、项目支持。由此，造成了我国轻型汽车、发动机及相关零部件在噪声、振动、啸叫或振动舒适性（下称：NVH）研究手段落后、成果转化率低的局面。
    本文针对国内外目前在减振降噪方面的现状和差距，借鉴欧美汽车发达国家的降噪设计和试验方法、技术措施和数值仿真分析技术，结合企业实际，探索建立了提高减振降噪水平的发动机产品改进开发技术路线。
1 车用发动机噪声分类及评价指标
    发动机噪声可以按噪声辐射的方式分为两类：直接向大气辐射的空气动力噪声和通过发动机表面向大气辐射的表面辐射噪声。进气噪声、排气噪声、风扇噪声属于空气动力噪声。发动机内部燃烧爆发压力产生的燃烧噪声和内部零件在运动机械力作用下产生的机械噪声,是通过发动机的外表面的振动向大气辐射传播的，叫做发动机表面辐射噪声。
    表1列出了欧洲整车通过噪声限值及发动机1米噪声控制指标。对乘用车而言，发动机在标定条件下，其1米噪声一般控制在94～96dB(A)，不超过96 dB(A)。若整车未采取额外的屏蔽措施，则发动机1米噪声还应控制在94～95 dB(A)或以下。


表1 当前欧洲整车通过噪声限值及发动机噪声推荐控制指标




    国内发动机1米噪声水平与国外同类机型存在一定差异。以2L～3L发动机为例：汽油机一般在95～97dB（A）；柴油机一般在98～103 dB（A）。单纯降低发动机1米噪声并不难，难点在于在降噪的同时，还必须降低油耗、排放，而改进油耗、排放的一些措施，如提高压缩比可以提高热效率，降低油耗，但燃烧噪声会增加。随着国Ⅱ、国Ⅲ排放及Ⅰ、Ⅱ阶段油耗限值的相继实施，发动机降噪设计必须在动力性、经济性、排放等指标之间进行综合平衡和折中。
2 某汽油机原机噪声测试分析结果
    通过采用1米噪声测量、燃烧噪声测量、近场声强测量、阶次跟踪测量、振动测量等多种方法对某4缸多点喷射汽油机进行全面测试，发动机原机1米噪声94.8dB（A），搭载为原整车的加速通过噪声76.7dB（A）。发动机主要噪声源在：发动机前端，底部及汽缸体裙部等。对应的发动机主要部位为前端轮系（辅件）、排气、油底壳等。
    控制表面噪声一般有三个途径：（1）噪声源的控制和优化，如优化燃烧激励、活塞拍击等；（2）通过改变结构，改变发动机零件的刚度和阻尼，增加噪声和振动在向发动机表面传播过程中的衰减；（3）采取屏蔽措施，发动机表面噪声阻隔在屏蔽空间内。本课题主要从发动机激励、结构传递进行降噪开发。发动机前端主要布置有助力转向泵、空调压缩机、风扇等附件，因其改进可纳入整车改进内容。
3 汽油机改进开发数值仿真
3.1 改进约束边界、目标及主要改进方向
    燃烧噪声优化必须兼顾油耗指标，根据对原发动机测试水平、结合当前零部件制造现状，对发动机噪声优化、改进提出如下边界条件：即燃烧室结构形式不做大的改进；最高爆发压力在60bar以内；气门机构不做大的调整。
3.2 油耗约束下的燃烧噪声优化改进
    根据以上约束条件，为同时满足油耗指标和燃烧噪声条件，优化改进以进气道长度、压缩比、进气开启相位、排气关闭相位为可变因素，以比油耗、最高爆发压力为约束条件，并参考活塞力、轴承力等参量的变化，针对满足功率、扭矩、燃烧噪声指标进行多目标优化。数值仿真过程采用各可变因素逐一代入经标定的整机热力学模型，遍历计算出各可变因素的参数改变对比油耗、最高爆发压力、活塞力-速度-加速度、连杆轴承力、主轴承力等评价指标的影响趋势，筛选出各可变因素的优化参数值。
3.2.1 整机热力学模型
    采用美国GT-POWER发动机热力学CAE分析软件，建立该被评估发动机整机热力学模型如图1所示。整机热力学模型建立后，对该模型进行参数输入和调整，模型中涉及配装整车的进气系统和排气系统的相关参数，如空气滤清器、排气消声器及其管路，参照某研究车型实际参数设置，然后根据原机试验数据进行模型标定。考虑到模拟与试验本身存在一定的差异以及全工况标定工作量太大，因此对该模型仅按原机外特性的扭矩、功率和比油耗试验数据进行了标定。
    标定结果表明，在外特性上，模型仿真计算值与实测值的均方相对误差不大于3%，达到工程设计允许的精度要求。可以用于对样机改进设计的数值仿真试验评价和优化分析。为在评价前述可变因素对整机动力性、经济性能影响的同时，考察各因素对进排气噪声影响，在模型的进气口和排气口模块插入了麦克风模块，将进气口和排气口作为点声源，两麦克风与点声源距500mm,并成45°夹角。


图1 被评估发动机整机热力学模型


3.2.2 数值仿真计算结果
    数值仿真过程采用各可变因素逐一代入经标定的整机热力学模型，遍历计算出各可变因素的参数改变对比油耗、最高爆发压力、活塞力-速度-加速度、连杆轴承力、主轴承力等评价指标的影响趋势，然后分析比较筛选出各可变因素的优化参数值。数值仿真计算结果汇总列于表2中。


表2 各可变因素对评价指标的影响的数值仿真结果

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1）进气总管长度的单因素影响对比分析
    在原机标定模型的基础上，调整进气总管的长度（管径不做调整），从20mm到60mm，均分为10段，建立系列计算模型。经计算得到不同进气管长与比油耗的关系，从迭代结果看，当管长为40mm时，比油耗（BSFC）最低。确定管长为40mm，对应计算出的缸内最高爆发压力等指标列于表中。
    2）压缩比的单因素影响对比分析
    根据经验判定，原设计压缩比略偏低，为提高燃烧速度和发动机热效率，需适当提高压缩比，但根据当前汽油机设计情况，一般压缩比均10以下，故此处对压缩比的设计验证选取9、9.5、10三种情况。选取原则是：最高爆发压力不超过上限值，对应油耗改善明显。从表2数据看，随着压缩比增加，比油耗降低。这一结论在不同的转速下也成立。但是不同转速工况下第一缸内最高爆发压力仿真数据表明，在不同的转速下，随压缩比增加，最高爆发压力增加。当压缩比10=ε时，最高爆发压力已超过由约束条件[60bar],考虑到制造公差造成的压缩比变动，故压缩比调整为看5.9=ε即能降低油耗，又满足噪声控制约束条件。
    3）排气关闭相位（EVC）的单因素影响对比分析
    排气关闭相位的调整是基于原型机的参数为基准，+5°CA表示在原基础上向前调5°CA；0°CA表示在原基础上不作调整，-5°CA表示在原基础上回调5oCA。排气关闭相位的数值仿真范围是在原机参数基础上，调整排气关闭相位，从-10°CA到+10°CA，仿真出5条不同转速下的比油耗曲线，就单因素对油耗的影响看，不再调整排气正时为最佳。其对应的动力学参数仿真计算结果，也满足相应约束条件要求。
    4）进气开启相位（IVO）的单因素影响对比分析
    进气开启相位的调整是同样是基于原型机的参数为基准，+5°CA表示在原基础上向前调5°CA；0°CA表示在原基础上不作调整，-5°CA表示在原基础上回调5oCA。进气开启相位的数值仿真范围是在原机参数基础上，调整进气开启相位，从-20°CA到+20°CA，每隔5oCA仿真出1条不同转速下的比油耗曲线，就单因素对油耗的影响看，在3200rpm前，+5°CA曲轴转角，比油耗最佳；在3200rpm后，滞后5度曲轴转角，比油耗最佳。为此再进一步在标定转速下仿真计算了进气开启相位对功率的影响，如表2中所示，若采用+5°CA方案，功率可以适当提升，3200RPM转速以上的各点比油耗也相对较低。但对中低转速工况不如-5°CA方案优。故需与其他因素综合考虑来确定最终方案。将+5°CA和-5°CA方案均代入模型。
    两个方案对应的动力学参数仿真计算结果，都满足相应约束条件要求，但+5°CA对应的活塞力和轴承力更低，这对降低发动机噪声有利。
3.3 四因素的综合评定
    根据上述分析，综合评定，分析认为：
    1）进气总管长度取40mm对油耗相对最优，且满足噪声约束条件；
    2）压缩比ε取9.5对油耗改善效果消耗，且满足噪声约束条件；
    3）排气正时EVC在基础上-5°CA，满足油耗较优；
    4）进气正时IVO在原基础上增大5°CA，满足油耗较优；
3.4 关键评价点油耗
    按欧洲评价方法，关键评价点油耗主要是指在1bar/1500rpm；2bar/2000rpm；3bar/3000rpm 三工况点的比油耗。在CAE模型中加入PID控制器，仿真计算的优化效果见表3


表3 优化前后三关键点油耗仿真计算结果                          （g/kW.h）




3.5 改进发动机后的排气降噪声效果
    对优化方案前后的排气口噪声进行数值仿真计算，结果如表4所示：


表4 优化前后排气口噪声对比表                          dB(A)




4 发动机重要零部件改进开发
    对燃烧激励得到优化控制后，另一方面需从发动机重要零部件进行结构优化。根据经验和借鉴专家意见，先后对发动机汽缸体、缸盖罩、油底壳、前端盖、排气隔热罩等件进行了结构改进。图2为汽缸体改进前后对比图，对汽缸体裙部通过采用加筋等方法，提高结构刚度，增加其对振动噪声率减系数，降低该部位的振动和噪声。


图2 改进前后缸体表面结构实物对比图


5 试验设计及试验验证
5.1 试验设计
    试验分两种状态和阶段进行验证。一是，发动机在试验台架上的验证；二是，发动机搭载整车进行通过噪声验证。在台架上进行测试的主要目在于测量改进后发动机1米噪声值，与改进前进行数值对比，以评估改进效果。
    发动机及改进系统搭载整车试验验证的主要目的在于验证改进后的动力总成及排气系统对整车通过噪声的改善效果和贡献量。试验环境选择机场附近的水泥平直路面或与GB1495-2002准标相近似的准测试路面。
5.2 试验测试仪器
    试验采用比利时LMS公司的TEST.LAB测试系统，包括：旋转机械及谱采集测试系统、1M声压级测量主要仪器。测控系统采用AVL发动机稳态测控台。
5.3 改进零部件试验验证
    基于以上测试环境及测试手段，对改进发动机零部件进行，如缸体、缸盖罩等进行不同组合验证。根据成本和其效果，找出较好性价比的应用方案。
5.4 整车加速通过噪声验证
    配合整车的其他改进措施后，按GB1495-2002标准进行整车加速通过测试。在平直水泥路面上测试结果，改进前：76.7 dB(A)，改进后：74.2 dB(A)，降低2.5 dB(A) 。改进后，在国家法定检测机构测试结果：73.8 dB(A)，达到国家法规限值。
6 结论
    （1）虽然我国已将噪声限值法规与欧洲等汽车发达国家的差距减小到很小程度，但整体减振降噪能力，包括人才储备、试验环境、系统方案和经验，与欧洲等汽车发达国家相比却有更大差距。
    （2）应用先进的发动机CAE仿真分析软件，提出了系统解决噪声、油耗改进和优化方案，为节约成本，缩短改进时间起到了重要作用。
    （3）自主改进的试验结果看，发动机1米噪声降低了1.3dBA。同时配合整车改进措施，整车加速通过噪声降低了2.5分贝，并使整车加速通过噪声达到了GB1495-2002第二阶段限制要求。这表明国产轻型汽车经过改进优化仍具有一定的市场优势。