【正文】 析方面， 主要 有以下技術： （ 1）林建生等在《內燃機噪聲源的傳播及其識別技術》中提到了噪聲源識別及分離技術 ，該技術是內燃機噪聲研 究的一個重要領域，它是進行噪聲控制及噪聲預測的基礎。 段秀兵等將有限元方法多體系統(tǒng)仿真結合進行曲軸系統(tǒng)的多體動力學分析，得出氣缸體的主要激勵。 主要有 有限元方法、邊界元方法、統(tǒng)計能量分析法、傳遞路徑分析方法、模態(tài)綜合方法等。 內燃機噪聲降低與控制技術。 (3)國內外對發(fā)動機振動噪聲研究主要有以下幾個方面： 發(fā)動機噪聲機理研究 。 近十幾年來，為了滿足更為嚴格的噪聲法規(guī)，國外的許多研究機構和發(fā)動機廠家紛紛加快了開展低噪聲發(fā)動機的研究開發(fā)工作的步伐，除了試驗方面的研究以外，模擬分析技術也是一個重要而且非?；钴S的方面，其中采 用有限元和邊界元相結合方法進行發(fā)動機噪聲模擬分析方面已經取得了眾多的研究成果。目前汽車產業(yè)的發(fā)展勢頭蒸蒸日上，產品規(guī)格與國際標準接軌的趨勢不可避免，而有關噪聲控制 的問題也就越來越受到各方面的重視。在日益激烈的汽車市場中，提高自己汽車品牌的競爭力。 因此開展降低發(fā)動機噪聲試驗研究并分析其影響因素具有十分重要的意義。 目前，城市汽車噪聲污染呈現愈趨嚴重的發(fā)展趨勢。最后，將模型文件導入 Virtual Lab 進行振動噪聲 分析 并得出結論 。 發(fā)動機工作時 ，由于沖擊、摩擦、旋轉不均勻和不平衡力作用等原因，激起零部件的機械振動而產生噪聲。發(fā)動機的振動噪聲，是車輛噪聲的最大 來源 ，所以積極開展針對發(fā)動機噪聲的分析和控制方面的研究工作，對于改進發(fā)動機結構，提高舒適性具有重要的現實意義。然后轉換成 .stp 文件導入 ANSY WORKBENCH 進行模型簡化并進行模態(tài)分析，得到機構的振型及固有頻率，輸出結果之后將曲軸連桿機構的有限元模型寫成 .dat 格式，通過導入到 轉化成 .cdb 格式。汽車 NVH（噪聲、振動與舒適性）性能作為衡量乘駕舒適性的一個重要指標，已逐漸被客戶與汽車廠商所重視。隨著社會經濟的發(fā)展，噪聲污染控制已經成為內燃機工業(yè)發(fā)展的最具有挑戰(zhàn)性的問題之一 。 識別噪聲源，從而對發(fā)動機有關零件進行改造，減輕汽車零部件的 磨損。象美國通用汽車公司和德國大眾汽車公司這樣的大公司，在新車型的開發(fā)中將車內噪聲特性的設計、優(yōu)化和控制作為整個車型開發(fā)中的一個重要步驟和環(huán)節(jié)。國外由于對發(fā)動機的振動噪聲問題認識較早，已開展了長期系統(tǒng)的研究，無論是在發(fā)動機振動噪聲試驗設備，還是在試驗數據積累方面，都遠遠走在前面。我國應逐步縮短與國外噪聲限值的差距，爭取盡快與國外先進的噪聲水平同步。 內燃機噪聲的控制研究工作者從 1980 年起參與新型內燃機的變形設計過程，在內燃機圖紙設計階段就對結構進行噪聲預測，作出噪聲評價，對發(fā)動機零部件實施優(yōu)化設計。 發(fā)動機振動噪聲的研究方法 國內對發(fā)動機振動噪聲的研究從未間斷，對 其 振動的研究方法也是多種多樣。仿真結果為認識內燃機軸系扭振提供了較全面的參考信息，對實際工程分析具有一定的指導意義。 段秀兵等人在《基于虛擬樣機技術的車用柴油機曲軸系統(tǒng)動態(tài)特性研究》中提到，以計算機建模和計算機仿真分析為核心的虛擬樣機技術，通過將有限元方法（ FEM）與多體系統(tǒng)仿真（ MSS）結合在一起來解決內燃機曲軸和機體的動力學問題，將使研究更加完善 。主要的時頻分析方法有短時傅里葉變換，小波變換、 S 變換以及 Hilbert 一 Huang 變換等。 （ 3）在 ANSYS WORKBENCH和 ANSYS經典界面 中建立曲軸連桿機構和單個曲軸零件的有限元模型，進行 動力學 分析 ，包括模態(tài)分析和諧響應分析。 Unigraphics Solutions 公司的 Unigraphics 作為中高端三維 CAD 軟件，具有功能強大、應用范圍廣等優(yōu)點，因此被認為是具有統(tǒng)一力的中高端設計解決方案。 UG NX 不僅具有 UG 以前版本的強大功能，而且還在 工業(yè)設計、裝配設計、鈑金設計、工程圖設計等方面增加了很多強大的新功能。其主要尺寸參數如下：主軸頸直徑為 64mm，曲柄銷直徑為 58mm，曲柄臂厚度為 ，曲柄寬度為 71mm。并在圖23 所示位置拉伸出凸臺，在凸臺端面上創(chuàng)建圓柱體（曲柄銷），參數為直徑 58mm、高度 36mm。 圖 22 草圖 圖 23 曲柄臂 第二章 曲軸連桿機構三維幾何模型的建立 8 如步驟 2，創(chuàng)建出第二單元曲拐，至此曲軸模型的 1/2已完成，如圖 25 所示。在兩個凸臺底面上進行平面偏置，偏置距離為 。在連桿體前后兩端，插入常規(guī)孔。打開 UG中的裝配模塊，利用“添加組件”命令添加連桿體與連桿襯套，選擇“裝配約束”中的“中 心”命令，完成兩者的裝配。 圖 221 曲軸飛輪組 第二章 曲軸連桿機構三維幾何模型的建立 12 （ 3）然后在 .assembly2 文件中添加 .assembly1 中的活塞連桿組件，選擇“裝配約束”中的“中心”命令，在四個曲柄銷上分別進行活塞連 桿組與曲軸飛輪組的裝配，最后形成了曲軸連桿機構的三維實體模型 如圖222。有限元法的基本思想 — 離散化。 然后，對每個單元采用分塊近似的思想，選擇一個插值函數建立待求節(jié)點位置與單元內部的關系，引入幾何方程、物理方程等對每個單元的特性進行分析。（ 3）建立控制方程。 模態(tài)分析的理論基礎 模態(tài)：模態(tài)是結構的固有振動特性，每一個模態(tài)具有特定的固有頻率、阻尼比和模態(tài)振型。模態(tài)分析是其它振動分 析的基礎， 例如瞬態(tài)動力學分析、 諧響應分析和譜分析，也是進行譜分析或模態(tài)疊加法諧響應分析或瞬態(tài)動力學分析所必需的前期分 析 過程。 根據振動理論，多自由度系統(tǒng)以某個固有頻率振動時所呈現出的振動形態(tài)為模態(tài) ,此時系統(tǒng)各點位移存在一定的比例關系 ,稱固有振型。 由于模態(tài)時系統(tǒng)結構的固有模態(tài)由結構本身的特性所決定，與外載荷無關，即 ??Ft=0；而結構阻尼對固有頻率的影響很小，可以忽略。 此時的振動系統(tǒng)一般存在 n 個固有頻率和 n 個主振型，每一對頻率和振型代表一個單自由度系統(tǒng)的自由振動，這種在自由振動時結構所具有的基本振動特性稱為結構的模態(tài)。 模態(tài)分析的過程由四個主要步驟組成：建模、加載及求解、擴展模態(tài)、觀察結果。如分析中包含了接觸單元，則系統(tǒng)取其初始狀態(tài)的剛度并且不再改變此剛度值。 （ 2）加載及求解 第三章 有限元動力學分析理論 17 首先定義分析類型、定義載荷和邊界條件、定義加載過程和定義求解選項，然后進行固有頻率的求解。 （ 3）模態(tài)擴展 擴展 模態(tài)是指將振型寫入結果文件，如果要在后處理器中察看振型，就必須先進行擴展?？刹炜锤鬏d荷步（對應模態(tài)數目）的結果，可用 SET設置載荷步，用 PLDISP 觀察振型，用 MLIST 列出主自由度，定義單元觀察應力分布，用 PLNSOL 或 PLESOL 顯示節(jié)點或單元結果等。諧響應分析只計算結構的穩(wěn)態(tài)第三章 有限元動力學分析理論 18 受迫振動，而不考慮在激勵開始時的瞬態(tài)振動。 進行諧響應分析的結構，理想狀態(tài)是沒有出現幅值很大的峰值，如果出現也應該是應力與應變的峰值對應的激勵頻率基本相同，而該頻率最好是正常工作可能激起的頻率之外。為下一章完成曲軸連桿機構及曲軸結構有限元模型的建立，利用有限元對曲軸連桿機構及曲軸結構進行振動分析奠定了基礎。通過運行一個統(tǒng)計模塊，用戶還可以預測求解過程所需的文件大小及內存。在交互式后處理過程中，圖形可聯(lián)機輸出到顯示設備上或脫機輸出到繪圖儀上。 ( 4 ) ANSYS 是一個綜合的多物理場禍合分析軟件，用戶不但可用其進行諸如結構、熱、流體流動等的單獨研究，還可以進行這些分析的相互影響研究。 ANSYS WORKBENCH 主要包括三個模塊。 總之， ANSYS WORKBENCH 能夠執(zhí)行下列任務： （ 1）在 DM 中建立或輸入 CAD 幾何模型，建立起結構的參數化模型。 （ 2） *.cmdb:網格數據庫，為 DS 模塊保存有限元模型數據。 （ 6） *.dxdb: DesignXplorer 數據庫，研究輸入輸出參數間的關系。將對有限元分析結果幾乎無影響的螺栓、螺母去掉，從而減少節(jié)點數和計算時間。主要構件的材料參數如下表 41： 表 41 各構件材料參數 （ 2） 接觸設置 WORKBENCH 中提供了 5 種接觸類型： bonded（綁定或稱為固結）、 no separation（不分離）、 frictionless（無摩擦）、 rough（粗糙的）、 frictional（有摩擦的）。針對一些較大且復雜的模型，為了減少計算時間，單元類型通常選用低階單元。劃分完之后的結果是節(jié)點數（ Nodes）為 164087 個、單元數目(Elements)為 74474 個。在實際第四章 曲軸連桿機構及曲軸的動力學分析 24 工作中，曲軸受到主軸承和縱向止推軸承的約束。如圖 44示： 圖 44 曲軸連桿機構施加約束 （ 2） 對結構進行模態(tài)分析時，一般不必求出全部固有頻率和振型，而應著重考慮系統(tǒng)工作條件下所涉及的頻率，因為通常只有這些階次的固有頻率可能引起系統(tǒng)共振。曲軸材料為 45鋼，其參數為：彈性模量 209 GPa、泊松比 、密度為 103Kg/m3 。 載荷簡化及施加 在活塞上表面施加氣缸內氣體對活塞的壓力，取 p =。 設置求解頻率范圍及阻尼 本文中根據曲軸模態(tài)分析的結果可知其固有頻率 在 30009000HZ 范圍內，所以求解頻率也設置成該范圍。 曲軸結構某個節(jié)點（ 23148）的位移 頻率圖，見圖 415。其中，在四個曲柄銷上氣缸內氣體的壓力和往復慣性力以壓力的形式施加，取p =。 設置求解頻率為 1003000HZ， 選擇“ solve”命令求解計算完畢后，會出現曲軸結構某個節(jié)點（ 25600）的位移 頻率圖，見圖 413：其中 UX代表 X 方向的位移； UY 代表 Y 方向的位移； UZ代表 Z 方向的位移。 因此在接下來的聲學分析中主要看這種頻率的聲學響應， 以評價其結構噪聲 。聲場中某一瞬間的聲壓值稱為瞬時聲壓，瞬時聲壓對時間取均方根稱為有效聲壓，一般聲學儀表測得的是有效聲壓。 （ 4）聲阻抗 (Z)：聲壓與體積速度的復數的比值，是表示介質特性的重要參數。 邊界元法分為直接邊界元法和間接邊界元法，邊界元所需要的網格是面網格，不是體網格。在 中可以完成從 CAD 到有限元前處理，從有限元前處理到振動，從振動到聲學，從聲學到優(yōu)化的多功能 CAE 仿真計算。 Acoustics 是專門用于聲振計算的仿真模塊，它是在集成SYSNOISE 的基礎上開發(fā)的一套專門用于聲學仿真計算的工具，它可以計算輻射聲 場的聲學響應，如聲壓、聲強及聲功率等，輻射聲場可以是由結構振動引起的，可以是由聲源引起的，也可以是兩者都有。所建立的模型可以是封閉的，也可以是敞開的，流體材料既可以是均質流體，也可以是多質流體。 曲軸結構噪聲分析過程 曲軸結構模型聲場分析的前期準備 在 WorkBench DesignModeler（ DM）模塊中 對曲軸幾何模型進行抽殼處理。 將從 WorkBench 寫出的曲軸幾何模型 .dat 文件導入到 ANSYS 經典界面，進行模態(tài)分析后得到 .rst 文件和 .cdb 文件。 具體操作步驟如下： 啟動 軟件，進入聲學邊界元環(huán)境（ Acoustics）。 導入結構網格和聲學邊界元網 格。將在 ANSYS 經典界面中生成的 .rst 文件導入，會在結構樹下出現 Mode 分支，選中它并單擊鼠標右鍵，選擇 Generate Image會自動生成圖像，方便查看振型。 前處理操作。選用 Air 作為 流體材料，其參數采用默認即可。單擊 Velocity BC Set，添加【 Add an Acoustic Boundary Condition 】子分支。單擊【 Insert】，依次找到【 BEM Analysis Cases】、第五章 曲軸結構的振動噪聲分析 36 【 VibroAcoustic Response Analysis Case】，在對話框中將 Boundary Condition Set設置成 Use an Existing One， Structural Mode Set 設置成 Use an Existing One 并選中分支 Mode ，其余默認。最后在 Acoustic Response Solution 上單擊右鍵，選擇【 Update】開始計算。計算結束后，選中 Acoustic Field Response Solution 單擊右鍵，選擇【 Generate Image】即要生成圖像，在對話框中選中 Pressure Amplitude dB(RMS)，單擊【 OK】按鈕，就可以看到場點上的聲壓 dB(RMS)云圖。最后在 Load Vector to Function Solution 上單擊右鍵，選擇【 New Function Display】，之后選擇 2D display 和【 Finish】。進而對曲軸結構進行聲構耦合分析，得到了聲壓云圖及聲壓曲