（动力机械及工程专业论文）发动机配气机构振动噪声研究.pdf

硕士学位论文 摘要 配气机构噪声是发动机主要结构噪声之一，本文研究发动机配气机构噪声产 生机理及其影响因素，并利用有限元和多体动力学相结合的方法，对配气机构激 励下发动机部件表面振动特性进行研究，利用边界元方法预测配气机构激励下的 结构辐射噪声。进行相关的振动试验研究，通过与试验结果对比，验证模拟计算 的可靠性。 本文围绕发动机配气机构激励下发动机部件表面振动特性及结构辐射噪声预 测，从以下几个方面进行了研究： 1 根据配气机构结构特点和受力情况分析配气机构噪声产生机理及噪声主 要传播途径。本文研究的配气机构噪声主要激振力包括气门落座力、凸轮与从动 件接触应力和凸轮轴承力等，主要通过缸盖罩表面向外辐射。 2 对试验测得的发动机凸轮型线进行评价并进行配气机构运动学计算，计算 结果表明原机凸轮型线设计满足要求，配气机构工作平稳，没有出现不规则运动。 3 建立整机配气机构的动力学模型，通过配气机构动力学仿真得到配气机构 的主要激振力，作为缸盖罩表面振动特性分析的载荷条件。 4 在有限元模型基础上建立整机多体动力学模型，参考振动噪声试验台的试 验方法建立连接和约束，并施加配气机构激振力和缸内压力等载荷条件，通过计 算得到发动机额定转速5 0 0 0 r p m 下配气机构激励下缸盖罩表面的振动特性，通过 与振动试验结果进行对比验证计算结果的可靠性，并分析误差产生的原因。计算 结果表明在1 0 0 0 h z 时缸盖罩的振动位移最大，与缸盖罩第二阶非刚体模态的固 有频率接近，发生了共振，该频率是配气机构噪声控制的重点。 5 利用边界元法对缸盖罩在配气机构激励下的表面噪声辐射进行预测，找到 缸盖罩表面主要噪声辐射区域，提出降低缸盖罩表面噪声辐射的措施。 关键词：配气机构；凸轮型线；有限元；多体动力学；边界元；振动噪声 发动机配气机构振动噪声研究 a b s t r a c t v a l v et r a i nn o i s ei so n eo ft h em a j o rs t r u c t u r er a d i a t e dn o i s eo fe n g i n e t h i s p a p e rs t u d i e st h eg e n e r a t i o nm e c h a n i s ma n dt h em a i ni n f l u e n c i n gf a c t o r so fv a l v e t r a i nn o i s e b o t ht h ef i n i t ee l e m e n tm e t h o da n dt h em u l t i b o d yd y n a m i c sm e t h o da r e a d o p t e dt os t u d yt h es u r f a c ev i b r a t i o nc h a r a c t e r i s t i c so fe n g i n ei nt h ee x c i t a t i o no f v a l v et r a i n a n dr a d i a t e dn o i s ef r o mt h es u r f a c eo fe n g i n ei nt h ee x c i t a t i o no fv a l v e t r a i ni sr e s e a r c h e db yt h eb o u n d a r ye l e m e n tm e t h o d t h i sp a p e rf o c u s e do nt h es t u d y i n go ft h es u r f a c ev i b r a t i o nc h a r a c t e r i s t i c so f e n g i n ei nt h ee x c i t a t i o no fv a l v et r a i na n dt h ep r e d i c t i o no fs t r u c t u r er a d i a t e dn o i s et o c a r r yo nt h er e s e a r c ha tf o l l o w i n gs e v e r a lr e s p e c t s ： 1 t h i sp a p e rs t u d i e dt h eg e n e r a t i o nm e c h a n i s ma n dt h em a i nr o u t eo fv a l v et r a i n n o i s e t h ea n a l y s i sr e v e a l e dt h a tt h en o i s ee x c i t a t i o nf o r c e so ft h ev a l v et r a i nw h i c h t h i sp a p e rs t u d i e di n c l u d et h ef o r c eo ft h ev a l v es e a t e d ，t h ec o n t a c ts t r e s sb e t w e e n c a ma n df o l l o w e ra n dt h ef o r c eo fc a m s h a f tb e a r i n g ，e t c t h er a d i a t e dn o i s ew a s m a i n l ys p r e a d i n gt h r o u g ht h es u r f a c eo f t h ec y l i n d e rh e a dc o v e r 2 t h ee v a l u a t i o no ft h em e a s u r e dc a mp r o f i l ea n dt h ek i n e m a t i c ss i m u l a t i o no f v a l v et r a i nw e r ed o n e t h en u m e r i c a lr e s u l t ss h o w e dt h a tt h ec a mp r o f i l em e tt h e d e s i g nr e q u i r e m e n t s ，t h ew o r k i n go fv a l v et r a i nw a ss t a b l ea n dt h e r ew a s n oi r r e g u l a r m o v e m e n t 3 t h i sp a p e re s t a b l i s h e dt h ed y n a m i cm o d e lo ft h ew h o l ev a l v et r a i na n dd i d t h e d y n a m i cs i m u l a t i o no fv a l v et r a i n t h em a i nd r i v i n gf o r c e so fv a l v et r a i na c q u i r e d f r o mt h ed y n a m i cs i m u l a t i o nw e r ep r o c e s s e df o rt h el o a dc o n d i t i o no ft h es u r f a c e v i b r a t i o n sa n a l y s i so ft h ec y l i n d e rh e a dc o v e r 4 o nt h eb a s i so ft h ef i n i t ee l e m e n tm o d e l ，t h em u l t i - b o d ya n a l y s i sm o d e lw a s e s t a b l i s h e d t h ef o r m so ft h ec o n n e c t i o nb e t w e e nc o m p o n e n t sa n dt h ec o n s t r a i n t s w e r ear e f e r e n c et ot h em e t h o d so fv i b r a t i o na n dn o i s et e s tb e n c h t h ev a l v et r a i n e x c i t i n gf o r c ea n dc y l i n d e rp r e s s u r eo ft h eg a sw e r ei m p o s e da st h eb o u n d a r yl o a d t h es u r f a c ev i b r a t i o no ft h ec y li n d e rh e a dc o v e ri nt h ee x c i t a t i o no fv a l v et r a i na tt h e r a t e ds p e e do fe n g i n e ( 5 0 0 0 r p m ) w a sa c q u i r e df r o mt h ec a l c u l a t i o n c o m p a r e dw i t h t h ev i b r a t i o nt e s tr e s u l t st ov e r i f yt h er e l i a b i l i t yo ft h ec a l c u l a t e dr e s u l t s ，a n da n a l y z e d t h ec a u s e so fe r r o r t h er e s u l t ss h o w e dt h a tt h ev i b r a t i o nd i s p l a c e m e n ti nt h ec y l i n d e r h e a dc o v e ra t10 0 0 h zw h i c hc l o s et ot h ec y l i n d e rh e a dc o v e rn o n r i g i db o d ym o d a l 1 1 1 硕士学位论文 s e c o n d o r d e rn a t u r a lf r e q u e n c yw a sb i g g e s ta n dc a u s e dt h er e s o n a n c e t h ef r e q u e n c y w a st h ef o c u so ft h ev a l v et r a i nn o i s ec o n t r 0 1 t h r o u g ht h es t r u c t u r eo p t i m i z a t i o no f c y l i n d e rh e a dc o v e rt oi m p r o v et h en a t u r a lf r e q u e n c yw a s a ne f f e c t i v ew a yt or e d u c e t h er a d i a t e dn o i s eo fc y l i n d e rh e a dc o v e r 5 u s e dt h eb o u n d a r ye l e m e n tm e t h o dt op r e d i c tt h er a d i a t e dn o i s eo fc y l i n d e r h e a dc o v e ri nt h ee x c i t i n gf o r c eo fv a l v et r a i na n di d e n t i f yt h em a i nn o i s er a d i a t i o n a r e ao fc y l i n d e rh e a dc o v e r a n dt h es t r u c t u r a li m p r o v e m e n t sw e r em a d et or e d u c et h e r a d i a t i o nn o i s e k e yw o r d s ：v a l v et r a i n ；c a mp r o f i l e ；f i n i t e e l e m e n tm e t h o d ；m u l t i - b o d y d y n a m i c s ；b o u n d a r ye l e m e n tm e t h o d ；v i b r a t i o na n dn o i s e 发动机配气机构振动噪声研究 1 1 课题背景及意义 第1 章绪论 伴随汽车工业的快速发展，汽车给人们生活带来极大方便的同时也造成大量 污染，除了尾气排放污染以外，噪声污染也日益引起人们的重视。同时汽车噪声 相关法规也更加严格，消费者对于汽车振动、噪声的控制水平提出更高的要求。 汽车噪声严重污染城市环境，威胁人们的身心健康。人长期处于较强的噪声环境 下会出现听力下降的现象，如果常年累月都在较强噪声下工作，由于听觉系统长 期受到较强噪声的刺激，会引起听觉器官气质性病变。同时噪声还会影响人体机 能，对神经系统有迫害作用，长期接触噪声会使人产生头疼、脑涨、心慌和记忆 力衰退等症状。 汽车噪声主要由发动机噪声、冷却风扇噪声、排气噪声、进气噪声等噪声源 构成。发动机噪声是汽车主要噪声源之一，小轿车车外噪声中发动机噪声约占 5 5 。如何降低发动机的振动噪声已经成为重要的研究课题。发动机向着高速、 轻量化、大功率化方向发展，随着技术进步和市场需求的提升，对发动机振动噪 声方面关注度也日益增加。往复式发动机由于工作过程的周期性，发动机工作过 程中高速运动件之间以及运动件与固定件之间周期性变化的机械力引起振动，通 过部件表面向外辐射噪声。传统降低发动机噪声的方法都采用隔振装置来降低发 动机内部各种激振力通过部件表面向周围的辐射，这种方法属于第一类隔振。随 着计算机技术的发展以及计算机硬件设备运算能力的提升，c a d ( c o m p u t e r a i d e d d e s i g n ) 和c a e ( c o m p u t e ra i d e de n g i n e e r i n g ) 技术用于发动机研发阶段以降低 发动机振动噪声。因此在设计研发阶段掌握发动机振动特性和噪声辐射水平，对 于发动机产品质量和车辆n v h ( n o i s ev i b r a t i o na n dh a r s h n e s s ) 水平有很大的提 高。发动机的噪声控制技术已经发展成为了噪声源识别控制与传统的结构动态改 进相结合的研究方向，借助有限元法、多体动力学和边界元等计算方法，同时通 过先进的发动机振动噪声测试技术，为降低发动机的振动噪声开创了新的前景。 1 2 国内外研究现状 国外对于发动机振动噪声方面的研究早在2 0 世纪五十年代就已经开始，汽车 厂家和高校进行了大量研究工作。近年来为了满足更加严格的发动机噪声法规， 国外发动机厂家和科研院所加大了降低发动机噪声研发的投入。传统的噪声识别 方法包括铅覆盖法、声强测量法和表面振动测量法等。英国南安普敦大学的研究 表明铅覆盖法的可靠性最好，但该方法要求在消声室环境。2 0 世纪7 0 年代末美 硕士学位论文 国g m 公司使用声强测量法进行噪声识别，该方法对测量环境没有特殊要求，但 是声强测量法系统比较昂贵堙1 。除了进行发动机振动噪声试验，数值模拟技术也 被广泛应用。w i j e t u n g e 等利用声强测量方法进行噪声源的识别，通过谐响应分析 和试验模态分析，对局部结构优化降低发动机的噪声辐射】；y a s u h i o rm a e t a n i 等 人对主轴承激振力下的缸体表面的振动和辐射噪声进行了研究h 1 ；s h u n ghs u n g 等人利用有限元和边界元方法相结合的研究内燃机结构的振动特性和辐射噪声。 a v l 公司和l m s 公司一直致力于振动噪声相关软件的研发，提供了较为精准的 计算工具，为研发阶段对噪声的预测提供了有效可行的方法。 我国对汽车振动噪声的研究起步比较晚，与发达国家有较大的差距。我国 1 9 7 9 年颁布g b l 4 9 5 7 9 机动车辆允许噪声和g b l 4 9 6 7 9 机动车辆噪声测量 方法两项国家标准。2 0 0 2 年我国新颁布并强制加以实施汽车及发动机噪声法规 g b l 4 9 5 2 0 0 2 汽车加速行驶车外噪声限值及测量方法。新法规规定2 0 0 5 年前 生产的m l 类汽车( 轿车) 辐射噪声应低于7 7 d b ( a ) ，比旧标准降低了5 d b ( a ) 。 对于2 0 0 5 年1 月1 日以后生产的汽车应低于7 4 d b ( a ) ，比旧标准降低了8 d b ( a ) 。 但是我国车辆和发动机对于噪声的法规要求仍远远低于国外标准，同时国内对降 低车辆和发动机振动噪声的研究工作投入不足，尤其对于关键技术研发力量比较 薄弱。近些年来国内科研院校和发动机厂家也开始进行振动特性和噪声特性的分 析，以及噪声预测方面的研究工作。刘月辉，郝志勇等人通过实验对车用发动机 表面辐射噪声进行研究，预测了发动机表面噪声声功率和各部件表面噪声声功率， 找到了发动机的主要表面噪声源幢1 。张保成，左正兴采用有限元和边界元联合求 解策略对发动机结构辐射噪声进行预测，并通过试验测试验证了计算结果的科学 性和可行性哺1 。舒歌群，马维忍等人对柴油机薄壁件表面辐射噪声进行了研究， 研究表明缸盖罩、油底壳和齿轮室罩等薄壁件事噪声的主要辐射部件怕1 。梁兴雨， 舒歌群利用表面振动法和近场声压扫描的方法对发动机主要部件辐射噪声进行了 研究，并提出了发动机主要辐射部件 1 。虽然目前国内的技术水平和关键技术的 研发能力远远落后于国外，但国内很多企业和科研院所已经开始意识到与国外的 差距，许多单位都引进了先进的技术并增加了科研投入。国内多所高校如天津大 学、吉林工业大学和清华大学等以及上海内燃机研究所、中国第一汽车集团公司 和第七零所都投资建立了内燃机消声实验室，用于技术研发和工程应用。 1 3 发动机噪声分类 汽油发动机噪声按辐射方式可以分为直接辐射和表面间接辐射两大类。 直接辐射是发动机直接向大气辐射噪声，主要包括进气噪声、排气噪声和风 扇噪声等。进气噪声主要是发动机工作过程中，高速空气经过空气滤清器、进气 管、进气道进入气缸，空气流动过程中产生剧烈的波动噪声，进气噪声与进气系 发动机配气机构振动噪声研究 统的结构、进气方式和转速等因素有关。发动机排气过程是能量最大的噪声源， 排气门周期性的开启与关闭，引起排气管道内压力变化，排气门突然开启后，废 气高速排出时产生噪声。风扇噪声包括旋转噪声和涡流噪声。旋转噪声又称为叶 片噪声，是发动机高速工作时风扇叶片切割空气引起噪声。风扇涡流噪声是发动 机工作时叶片转动时周围的空气产生一系列分离的涡流引起的。 表面间接辐射是发动机内部的燃烧和结构运动过程中产生的振动通过发动机 部件表面以及与发动机表面刚性连接的零件向外辐射噪声。 汽油发动机主要是有气缸体、曲轴、连杆机构、气缸盖、配气机构和进排气 系统等部件组成。四冲程发动机工作过程包括进气、压缩、做功和排气四个阶段， 燃油混合气进入气缸内，燃料燃烧产生的热量转化成机械能，在各种机械激励和 燃烧激励的作用下，必然引起发动机主要部件的表面振动。发动机表面振动通过 相邻空气向外传播，是发动表面的主要噪声辐射源心1 。 发动机表面的辐射噪声又可以根据产生机理的不同分为燃烧噪声和机械噪声。 燃烧噪声是发动机气缸内燃料剧烈燃烧产生的，在燃烧不同阶段产生冲击波在气 缸内反复冲击形成气体振动，气缸振动通过发动机结构表面向外辐射噪声。机械 噪声是发动机部件相对运动以及周期性机械力引起部件表面振动产生的噪声，主 要包括，活塞敲击噪声，配气机构噪声，齿轮啮合噪声和轴承噪声，以及不平衡 惯性力引起的振动噪声。 图1 1 发动机噪声分类 1 4 发动机噪声识别方法 对于发动机的噪声识别方法广泛应用的是主观评价法、表面振动测量法和近 硕上学位论文 场扫描识别法阳- 引。 主观评价法主要是通过工程师的听觉系统对发动机的噪声源进行鉴别，结合 工程经验对噪声源的特性进行评价。虽然该方法成本比较低，通过辅助工具可以 提高辨别精度，但是评价结果带有工程师的主观色彩，同时不同的工程的鉴别结 果有所不同，对于噪声源的识别结果没有数据支持，不可以进行噪声源的定量描 述。 表面振动法是根据发动机主要部件表面的振动特性来估计部件表面的辐射声 功率。用加速度传感器测出发动机部件表面的振动速度，了解辐射表面的辐射声 能的分布以及主要辐射区域。实践表明，该方法的准确度可以满足发动机噪声识 别的精度。 发动机稳定工作状态下，发动机辐射的声功率和表面振动关系如下n 叫： = 彬= p o c s u 2 q ( 1 1 ) 式中形表示声功率，p o c 为声辐射阻抗，s 为噪声辐射表面积，“2 表示噪声辐射 表面法相振动速度的平方对时间和振动表面的平均值，正表示辐射比。 对于发动机气缸盖罩、油底壳、气缸体、曲轴箱、正时罩等部件具有相通的 临界频率，一般认为在5 0 0 8 0 0 h z 之间。辐射比表示部件表面振动向外辐射声 能的有效程度，一般认为在临界频率以上的辐射比仃l ，当频率低于临界频率时， 辐射比取值在0 1 之间。 部件的a 计权声功率级为： l ( 彳) = l o l g ( p o c ) + l o l g s + l o l g u + l o l g o + 1 2 一a ( 1 2 ) 式中p o c 为声辐射阻抗，s 为噪声辐射表面积，甜2 表示噪声辐射表面法相振动速 度的平方对时间和振动表面的平均值，可以通过发动机表面振动试验测得，为 a 计权网络衰减量。 声压可以由以下公式计算得出n 引： 尸= p o c u ( 1 3 ) 只要测出发动机表面的振动速度就可以得出表面辐射声功率和辐射的声压。 该方法是通过测量发动机表面的振动来识别噪声源，对声学环境没有特殊要 求，同时可以现场进行测量。 在表面辐射噪声源的识别方法中，复声强法识别噪声源是比较成熟的测量技 术，可以比较直观、准确，并且可以进行现场测量。声波传播过程中同时也是声 振能量的传播过程，瞬时声强是瞬时质点速度与瞬时声压的乘积，声强测量仪测 量发动机表面的瞬时声压以及瞬时速度，就可以测得发动机表面的瞬时声压。声 强探测头是有两个传声器构成，属于非接触测量，可以近场测量，同时测量周期 发动机配气机构振动噪声研究 较短。但是该方法要求比较专业的测试设备，而且该方法的测量数据比较繁琐， 结果后处理比较复杂n 引。在测试精度要求不是非常高的情况下，可以采用声压法 来代替声强法，在单一声源情况下，声强法和声压法对噪声源的识别结果的误差 很小，但是噪声源稍微复杂的测量结果比较大一些，从总体应用来看，声强法和 声压法对与主要噪声源的测量结果误差不是很大劓。声压法的测量精度改进测量 方法来提高，可以将测点尽可能布置在噪声辐射表面，可以缩小测量的声压级误 差。 1 5 本文主要研究内容 本文对配气机构进行凸轮型线分析和运动学分析，对整机配气机构进行动力 学分析，得到配气机构主要激振力。利用有限元和多体动力学相结合的方法，计 算缸盖罩等部件的表面振动特性，建立缸盖罩表面振动特性试验分析，最后利用 边界元方法预测缸盖罩的噪声辐射并提出改进措施，本文研究方法如图1 2 所示。 气缸盖、缸盖 罩3 d 模型 p r 0 e一一一一有限元 ；上 一一一一多体动力学 有限元模型 一* ； + 一 i 模态分析 l ! m s c n a s t r a n l l l ：模型静动缩减l ： l 2 tl i r ， l ii 质量、刚度矩i i ：一苎t：l 一一二_ _ 卡_ _ _ 二_ 一二_ 二_ _ 二： 多体动力学模型|其他激励： l 一a v l e x c i t ep o w e r 一 正时激励 一一 *i u n i t活塞激励等 j 动力学分析a v l i ：t i m i n gd r i v e r l 卜一一一一一一一一一一一一一 l j 一 ll i 士 i 一 i 一 ll i 结均嘉面堠动 i ： 茸圭兀七h 溢啸1 ，穹，t j 苗笠 ，黼纠l：一l。一 二二二一一西豁? 一卜：攥趋土_ 赢 i - 一二二一一二一i 一 图1 2 本文研究方法 根据研究本文研究内容主要进行以下工作： 1 分析了配气机构噪声产生的机理，并对影响配气机构噪声的因素进行分析； 硕士学位论文 2 对试验测得的凸轮型线进行评价，在a v le x c i t et i m i n gd r i v e 软件中进行 配气机构运动学分析，通过计算验证原机凸轮型线的设计是否满足要求，同时检 测试验测得的凸轮型线是否准确： 3 利用a v le x c i t et i m i n gd r i v e 软件建立整机配气机构的动力学模型，计算 发动机额定转速下配气机构各部件运转情况和配气机构动力学特性，计算得到配 气机构噪声主要激振力作为研究缸盖罩表面振动特性的载荷边界条件； 4 利用p r oe n g i n e e r ( p r o e ) 软件建立精确的发动机主要部件3 d 模型， 利用h y p e r m e s h 软件建立整机有限元模型，并建立各部件的连接和整机约束，在 保证计算精度的前提下，确定发动机主节点自由度数量和模态数量，利用有限元 软件m s cn a s t r a n 对各部件进行有限元缩减得到主自由度的结构刚度矩阵与质量 矩阵等参数； 5 在有限元基础上利用a v le x c i t ep o w e ru n i t 软件建立发动机多体动力学 模型，利用发动机性能实验和有限元相结合的方法得到边界条件，并施加气门落 座敲击力、凸轮轴承力、爆发压力等载荷条件，通过计算得到配气机构激励下缸 盖罩的表面振动特性，利用m s cn a s t r a n 对多体动力学计算得到的结果进行恢复， 得到缸盖罩整个表面的振动响应，并与振动试验结果进行分析，验证计算结果的 可靠性； 6 利用l m ss y s n o i s e 建立缸盖罩边界元模型，并将计算得到的缸盖罩的表 面振动速度作为边界条件，通过分析得到缸盖罩在不同频率下的主要辐射区域， 并提出改进措施； 7 全文总结和展望。 发动机配气机构振动噪声研究 2 1 前言 第2 章配气机构噪声产生机理 配气机构是发动机的主要组成部分，其功能是定时开启和打开气门，实现换 气过程，保证发动机运转过程中吸入足量的新鲜空气，并及时将废气排除。由于 配气机构高速运转的工作特点，会产生激振力，影响发动机部件的振动特性，是 发动机重要的机械噪声源，所以研究发动机配气机构噪声产生机理对于降低发动 机的机械噪声有重要意义。 2 2 典型配气机构结构形式 本文研究的某汽油机配气机构是双项置摇臂式配气机构。采用双顶置凸轮轴 形式，每缸两个进气门、两个排气门，由进、排气凸轮轴、滚子摇臂、液压挺柱、 进气门、排气门、气门锁夹、气门座、气门弹簧等组成，利用三维软件p r o e 建 立配气机构3 d 模型如图2 1 所示。 图2 1 配气机构总成 顶置式配气机构总体布置比较紧凑， 速下工作。系统刚性好，自振频率较高。 零件数较少，减少了惯性质量，适合高 每个气缸采用四气门形式，提高了换气 质量，气门尺寸减小，增大了气门的刚度，改善气门的散热条件降低了气门的热 负荷。 2 3 配气机构受力分析 根据配气机构的运动特点其主要部件的受力情况如下n 瓦1 引： 硕士学位论文 1 气门弹簧力 气门弹簧力可以表示为： 只= p o + c ( n ) ( 2 1 ) 式中p o 为弹簧预紧力，n ：g 为弹簧刚度，n m m ：吃为气门升程，m m 。 气门弹簧刚度c 。计算公式如下： 乞= 等量( ) ( 2 2 ) 式中为气门弹簧最大弹力，n ；为气门弹簧最小弹力，n ；k 为气 门最大升程，m m 。 对于增压发动机，气门离座的倾向发生在排气过程中，压力差作用在进气门 上，产生离座的作用力，气门弹簧最小弹力应大于气门的离座作用力，气门离座 作用力可以如下表示： = 孚( p k 一) ( ) ( 2 3 ) 式中4 为进气门头部直径，m m ：p k 为进气道中的增压压力，n ；岛为气缸内压 力，n 。 弹簧最大弹力出现在最大附加速度时，气门弹簧产生最大变形。气门弹簧最 大惯性力表示为： 一 ( + 讣i o 专21 c l q m a xm 6 ( ) 亿4 ， 式中铂为气门组件质量，k g ：m 2 为弹簧质量，k g ；a c m a ，为气门最大加速度，m m s 2 。 考虑气门弹簧裕度，气门弹簧最大弹力大于气门弹簧惯性力，关系如下： p r o = ( 2 5 ) 式中伊为储备系数，9 = 1 2 5 1 6 。 2 气门落座冲击力 气门关闭的时候与气门座冲击接触，是配气机构振动和噪声产生的主要原因 之一n7 1 。研究气门与气门座动力接触，一般利用气门的应力来推断冲击力大小， 但其精度较低。气门落座冲击力可以采用赫兹接触公式来计算。 将气门与气门座简化成线接触形式，气门与气门座的变形可以利用p a l m g r e n 公式来描述： 暝= 半+ 等 ( 2 6 ) 式中互为气门材料的弹性模量，n m 2 ；易为气门座材料的弹性模量，n m 2 ；m ， 为泊松比，均为0 3 。 根据弹性碰撞知识，气门与气门座冲击的阻尼因子可以表示如下： 发动机配气机构振动噪声研究 o o = 黼 ( 2 7 ) 式中e 为冲击恢复系数，e = 1 0 0 2 2 口。3 6 ；圪为气门与气门座接触时的气门冲击速 度，m s 。k c 为气门与气门座等效接触刚度； 气门落座冲击力可以表示为： f c = k c 疋+ 砬瓯皖 ( 2 8 ) 式中谚为接触变形速率，m s 。 3 摇臂与气门杆接触应力 摇臂与气门杆断面都是具有曲面的弹性体，接触区域会产生接触应力。摇臂 与气门杆断面赫兹接触应力表示为： f ( 盟监) 届。岛 一1 - , 4 + 丝 ( 2 9 ) 式中，为摇臂与气门杆单位宽度上的接触力，n ；肛，岛分别为摇臂和气门杆端 面接触面的曲率半径，m m ；忍，e 分别为摇臂和气门杆材料的弹性模量，n m 2 ； 屹，屹为泊松比，均为o 3 ；a 为常数，球与球窝接触时取o 5 7 8 ，圆柱与平板接 触时为0 5 6 4 。 4 凸轮与从动件接触应力 凸轮与从动件接触应力也属于赫兹应力，在传递载荷时，在接触区域产生接 触应力，其大小与施加的力、物体的几何形状、材料性质和表面处理情况有关。 当凸轮与从动件材料属性相同时，最大接触应力为： q 。= 0 4 1 8 ( 2 1 0 ) 其中r 为接触法向力，n ；e 为弹性模量，n m 2 ，为接触面宽度，m m ；砟 为从动件曲率半径，m m ；r 为凸轮曲率半径m m ；。 5 凸轮轴轴承力 两个零件相互靠紧，相对滑动摩擦时，在摩擦表面产生阻碍相对滑动的摩擦 力掣阳： 毋= ( ) ( 2 1 1 ) 式中，为摩擦面相互压紧的法向力，n ；f 为摩擦系数。 金属表面直接接触摩擦属于干摩擦，容易使零件表面发热、磨损。所以在发 动机工作过程中，将润滑油油供入摩擦表面之间形成承载油膜，实现流体摩擦。 油膜的承载能力与机油动力粘度和零件的运动线速度有关。机油动力粘度与流体 硕士学位论文 密度之比为运动粘度。 y = r ! p ( c s t ) ( 2 1 2 ) 式中y 为机油运动粘度，m m 2 s ；，7 为机油动力粘度，p a s ；p 为机油粘度，p = 0 8 7 5 g c m 3 。 机油动力粘度表示如下： r = 0 8 5 7 x v x l o s ( 2 1 3 ) 机油运动密度可以准确地用毛细管式粘度计测得。 轴承表面上所承受的平均载荷可以按一下公式计算： 圪= 百w ( 2 1 4 ) 式中形为轴承与轴承孔接触面的法向力，n ；d 为凸轮轴颈的直径，m m ；b 为凸 轮轴承宽度，i l l m 。 2 4 配气机构噪声分类 根据配气机构的受力分析其主要噪声产生形式如下： 1 气门落座噪声 换气完成以后，气门需要及时关闭。在气门弹簧的回复力的作用下，气门与 气门座之间发生撞击，产生较大的气门落座力。 2 摇臂与气门杆之间的敲击噪声 为了保证发动机的工作能过顺利进行，发动机冷态下气门处于关闭状态时， 气门与传动件之间需要留有间隙，称为气门间隙。配气机构运动时，由于气门间 隙存在，会产生撞击。 3 凸轮与摇臂滚子之间的摩擦噪声 凸轮与摇臂滚子接触面之间产生相对滑动，接触表面存在很大的正压力，运 动过程中产生摩擦力。 4 正时齿轮噪声 齿轮传动的特点是啮合齿间接触既有滚动又有滑动， 噪声。齿轮运动噪声频率n 9 1 可以表示如下： 五= 掣 工作工程中将产生冲击 ( 2 1 5 ) 式中：k 为谐波次数，七= 1 ，2 , 3 ；n g 为齿轮转速，r m i n z 为齿轮齿数。 5 其他激振力噪声 配气机构设计工作不正常或设计存在缺陷时，将会产生气门落座后反跳而产 生二次落座，或配气机构传动件飞脱等不规则运动造成的撞击引起振动。 研究表明，发动机配气机构运动激振力下的噪声在高速发动机的机械噪声占 发动机配气机构振动噪声研究 主要部分，在低速和中速发动机中，对于机械噪声的贡献不大。 主要分布在低中频率范围内，可以由以下公式计算： z = 七警( 勉) 配气机构的噪声 ( 2 1 6 ) 式中：k 为谐波次数，k = - i ，2 , 3 ；n 为发动机转速，r m i nz 为气缸数；m 为每 一个气缸不同时工作的气门数目；f 为冲程数，四冲程f = 2 ，二冲程f = l 。 2 5 影响配气机构噪声的因素 配气机构噪声属于主要结构辐射噪声，其主要是通过壳体类零件表面向外辐 射，对于降低配气机构振动噪声措施的研究，具有十分重要的意义。根据噪声控 制基本理论，可以分为降低噪声源噪声、控制传播途径和采取隔振措施。 2 5 1 噪声源控制 1 气门间隙 减小气门间隙可以减少摇臂和气门杆之间的撞击，为了避免产生过大的敲击 力，原机采用气f - 1 自动调节机构，即液压挺柱。气门间隙人工调整，利用发动机 润滑油调整液压补偿元件自身的长度，补偿气门传动链中由于热胀、磨损和制造 公差等因素引起的零部件长度变化，消除气门间隙，大大降低了摇臂与气门推杆 接触时的敲击力和振动。 2 润滑 配气机构的噪声主要是运动部件产生的，良好的润滑，可以有效地降低摩擦 噪声。在配气机构工作过程中要保证接触面油膜厚度，足够的进油压力。 3 凸轮型线 配气机构应该具有良好的动力性，工作时运动平稳，不发生强烈的冲击磨损。 凸轮型线要满足运动学和动力学计算，使凸轮和挺柱处于良好的润滑状态，提高 运动副的可靠性和寿命。应避免其最小曲率半径过小，这样会导致接触应力很大， 并会使凸轮过早磨损，一般认为最小曲率半径应大于3 m m 心引，同时提高凸轮加工 精度，也有利于调高凸轮工作的平顺性。 在配气机构工作时，气门运动过程发生在凸轮型线的基本段，主要影响配气 机构气门的运动规律，以及整个机构的动力性能。设计凸轮时，要满足凸轮升程 曲线有较大的丰满系数，但不是一味的追求较大的丰满系数，过大的丰满系数会 使配气机构的平稳性变得很差，不仅不能保证良好的充气性能，同时对配气机构 的噪声产生负面影响。根据凸轮型线基本段可以将凸轮分为等加速等减速凸轮、 正弦抛物线凸轮、组合多项式凸轮、高次多项式凸轮和多项动力凸轮犯1 2 2 。 ( 1 ) 等加速等减速凸轮加速度分布为常数，根据等加速等减速凸轮的运动 硕士学位论文 特点，其常用于平稳性较好，而充气性能较差的中低速柴油机中。同时由于等加 速- 等减速凸轮加速度分布为常数，加速度曲线的间断性容易引起运动的突变性， 必然会影响工作的稳定性，所以在高速内燃机中，凸轮型线一般不设计成等加速 等减速形式。 ( 2 ) 正弦抛物线凸轮加速度曲线由短周期正弦曲线组成，负速度曲线由抛物 线和1 4 波正弦曲线组成。正弦抛物线凸轮的设计比较灵活，平稳性容易得到， 同时也保证了良好的充气性能。 ( 3 ) 组合多项式凸轮加速度分布采用低次方多项式，能够控制加速度变化率， 有较大的凸轮时面值，可以获得较好的充气效率。同时正加速度和负加速度段过 度圆滑，保证了配气机构工作的平稳性。 ( 4 ) 高次多项式凸轮加速度采用单一的高次多项表达式，一般函数的幂指数 越大，越容易获得较大的丰满系数，最大负加速度越小。同时会使凸轮的最小曲 率半径增大，可以有效地减小凸轮与从动件的接触应力，降低磨损保证配气机构 工作平稳性。但是较高的幂指数会使最大正加速度增大，正加速度段宽减小，工 作过程中会使配气机构的振动加剧，不利于降低配气机构的噪声。 ( 5 ) 多项动力凸轮加速度采用高次多项式，同时将配气机构作为弹性的，通 过动力学修正，凸轮有较小的振动，适合高速汽油机中使用。 4 正时齿轮 该发动机正时系统采用齿形静音链条传动，传动时啮合更加柔和，冲击更小， 运转也更加平稳，有效地降低了正时系统的噪声。 5 零部件的刚度和质量 提高配气机构传动链的各元件的刚度，可以增大配气机构的固有频率，有效 地减少零件振动，避免不规则运动乜引。 2 5 2 传播途径及其控制方法 配气机构的噪声主要是通过缸盖罩、缸盖表面向外辐射的，缸盖罩属于罩壳 类零件，其刚度比较低，很容易被其他零部件的振动所激励，成为向外辐射噪声 主要传播途径。配气机构激励下的噪声主要是通过缸盖罩表面向外辐射，同时配 气机构的轴承力主要作用在缸盖罩上，通过缸盖罩计算模态分析可以了解其振动 特性。 模态是结构的固有振动特性，每一个模态都具有特定的固有频率、阻尼比和 模态阵型，结构的振动特性决定其对各种激振力的响应情况。模态分析是研究结 构动力学特性的方法，可以通过实验或有限元的方法得到，通过先进的有限元软 件对结构进行模态分析的过程称为计算模态分析乜4 2 5 1 。 利用有限元软件m s cp a t r a n 和m s cn a s t a n 对缸盖罩进行自由模态计算分析。 发动机配气机构振动噪声研究 计算时缸盖罩为理想的自由状态，不施加任何约束和载荷。缸盖罩各阶固有频率 见表2 1 。计算模态前六阶为刚体模态，固有频率为零，本章只分析非刚体模态。 表2 1 缸盖罩计算模态分析结果 根据计算结果，对缸盖罩7 1 0 阶自由模态进行分析。 图2 2 为缸盖罩第七阶自由模态振型，固有频率为4 3 5 h z ，该模态为缸盖罩 的整体扭转振动，与正时罩盖连接螺栓孔附近振幅最大。 图2 3 为缸盖罩为第八阶自由模态，固有频率为1 0 2 7 3 h z ，该模态为缸盖罩 整体弯曲振动，排气侧凸轮轴端盖处振幅最大。 图2 4 为缸盖罩第九阶自由模态，固有频率为1 2 4 1 4 h z ，该模态为缸盖罩整 体模型，排气侧向内弯曲振动，进气侧向下弯曲振动，同时出现局部模态，进气 凸轮轴端盖处振幅最大。 图2 5 为缸盖罩第十阶自由模态，固有频率为1 4 7 5 4 h z ，该模态为缸盖罩整 体模态，排气侧向下弯曲振动，进气侧向内弯曲振动，同时出现局部模态，排气 侧凸轮轴端盖处振幅最大。 图2 2 第七阶模态 图2 3 第八阶模态 图2 4 第九阶模态图2 5 第十阶模态 根据理论分析和实验经验，增加发动机部件的结构刚度和增加表面振动的阻 尼是减小表面振动速度的基本方法。对于罩壳类零件，一般选择合适的结构形式 硕士学位论文 和造型及增加壁厚和局部加筋的方式提高部件的结构刚度，减小发动机部件表面 对激振力的响应，同时通过优化设计减小部件辐射表面面积，可以有效地降低表 面噪声辐射。 2 5 3 隔振措施 阻尼降噪也发动机表面隔振的重要措施，尤其对于罩壳类的零部件将阻尼层 附在罩壳类零部件表面，当零部件表面产生振动时，引起阻尼内部错动与摩擦， 将大部分零部件表面的振动能量转化成阻尼材料的热能，降低表面振动强度和振 动时间。常用的阻尼材料包括橡胶、沥青等内耗大的高分子材料n 副。对于辐射较 强的表面可以采用隔声装置，也是降低部件表面辐射噪声的有效方法。 2 6 本章小结 配气机构噪声是发动机主要结构噪声之一，分析配气机构主要受力产生的原 因，根据配气机构结构特点和受力情况分析配气机构噪声产生机理，本章研究某 汽油机的配气机构采用气门间隙自动调节装置，可以根据实际工作情况实现气门 间隙自动调节，大大降低了摇臂与气门杆之间的接触应力，所以摇臂与气门杆之 间的接触噪声对整个配气机构噪声的影响非常小。正时系统采用静音链条传动， 可以有效地降低正时齿轮啮合噪声，所以本章没有研究正时系统噪声。同时缸盖 罩为隧道式结构，凸轮轴支撑与缸盖罩为一体，凸轮轴轴承力主要作用在缸盖罩 上。缸盖罩属于罩壳类零件，具有较大的辐射表面，同时刚度较低容易被其他零 部件激振力所激励向外辐射噪声，所以配气机构噪声主要是通过缸盖罩表面向外 辐射。本章从噪声源和噪声传递途径两方面提出降低配气机构噪声的措施。 发动机配气机构振动噪声研究 第3 章配气机构运动学分析与动力学计算 3 1 前言 配气机构凸轮型线不仅影响发动机的性能，对发动机的振动噪声也有很大影 响，本章进行凸轮型线评价和配气机构运动学分析，分析凸轮型线设计的合理性 和对配气机构噪声的影响。并进行配气机构动力学分析，计算得出主要激振力， 作为研究缸盖罩表面振动特性的载荷条件。 本章进行配气机构动力学计算采用集中质量和弹簧振动