表面振動法測量汽油機表面輻射噪聲

顧燦松 崔國旭 高輝 楊行

（中國汽車技術研究中心天津300300）

表面振動法測量汽油機表面輻射噪聲

顧燦松 崔國旭 高輝 楊行

（中國汽車技術研究中心天津300300）

對基于表面振動測算汽油機輻射噪聲的方法進行了研究，首先對該方法的理論基礎和數學關系進行探究，并以此理論為基礎設計試驗及數據處理方法。然后對一臺四缸汽油機進行了實驗驗證，測量得到了表面振動速度，估計計算出發動機整機聲功率和各部件的噪聲貢獻。實驗表明測算噪聲結果準確度較高，證明該方法能可靠有效地測得汽油機的輻射噪聲。

汽油機表面振動測量輻射噪聲

引言

汽車的振動噪聲特性是影響汽車乘坐舒適性的重要因素，而發動機噪聲又是汽車噪聲的主要來源，因此降低發動機輻射噪聲尤為重要。這就需要對發動機整體及其各個部件的輻射噪聲進行準確測量，識別主要噪聲源，為后期發動機降噪工作指明方向。目前發動機噪聲主要在消聲室測量，而識別噪聲源的方法有鉛屏蔽法、聲強測量法以及聲學照相機等。鉛屏蔽法是一種有效的方法，但是需要耗費許多人力，而且車用汽油機表面不規則，帶有許多附件，很難包裹嚴密。聲強測量法可用于現場測量，而無需特殊的聲學環境，但是測量效率非常低，分析精度差，在發動機高速運轉時工作人員仍需進入實驗室操作，危險系數高。聲學照相機是比較簡單便捷，但識別結果經常有偏差，鄰近部件容易相混，并且不易給出各部件的噪聲貢獻量。表面振動法是利用測量表面的振動速度來計算發動機輻射噪聲，能包含絕大多數發動機部件，并且不需要消聲室。最重要的是可以在整車狀態下進行測量，大大降低了試驗成本。還可以在發動機設計階段，根據CAE模型模擬的表面振動預測輻射噪聲，提早發現問題優化改進，縮短研發周期。

1 汽油機表面振動與輻射噪聲的關系

1.1 基于表面振動測量輻射噪聲原理

發動機表面振動和輻射噪聲之間存在一定的關系，在發動機工作過程中燃燒引起的缸內壓力激勵以及運動機構慣性力激勵，使發動機本體以及附件產生振動，這些振動又引起周邊的空氣質點振動，使能量向外傳遞，產生輻射噪聲。

發動機穩定工況下，其輻射噪聲與表面振動有如下關系：

式中：W為聲功率，ρ0c為空氣聲輻射特性阻抗，S為噪聲輻射表面積，（v2）為噪聲輻射表面法向振動速度的平方對時間及振動表面的平均值，σ為輻射比[1-2]。取基準聲功率，則A計權的聲功率級為

式中：ρ0c是已知量，S可以計算得到，（v2）可以通過發動機表面振動實驗測得，Δ為計權網絡的衰減量，剩下的關鍵就是求輻射比σ。

1.2 輻射比確定

輻射比代表了部件振動的噪聲輻射能力，跟部件的結構、材料特性和振動頻率特性都有關系。一般認為在臨界頻率以上輻射系數σ≈1，在臨界頻率以下取0～1[3]。臨界頻率是指結構表面彎曲波波長和空氣中聲波波長相等時的振動頻率[4]。發動機的零件形狀不規則，結構復雜，各零件的聲輻射比具有差異，因此無法精確計算，所以只能靠經驗公式或實驗獲得。對于車用發動機，其本體主要部件如缸蓋罩、油底殼、曲軸箱、機體、齒輪室罩等的臨界頻率比較接近，大致在500～800Hz范圍內[5]。英國南安普頓大學聲學振動研究所通過大量的內燃機試驗分析，認為可以把內燃機的主要部分等效為輻射球體[6]。球體體積等于發動機體積，各個部件表面都是球體的一部分，可認為擁有相同的臨界頻率，該頻率與整機體積尺寸相關。對于空氣濾清器等非本體部件則不適用此假設。

以上計算而得的臨界頻率以及臨界頻率以下部分的輻射比對于發動機輻射噪聲計算是一個誤差源。但發動機輻射噪聲的頻率范圍主要在500～5000Hz，主要能量都分布在臨界頻率以上，并且對于A計權聲功率級，低頻段成分有較大衰減，衰減后低頻成分在總能量中占比較小，因此誤差對于總聲功率級測量結果的影響不大。

因此，只需要測得發動機各個零部件表面的法向振動速度，就可以計算出各零部件的輻射聲功率，進行能量合成后就可以得到整機總的聲功率級。

2 表面振動與聲功率測量

為了驗證表面振動法預測汽油機輻射噪聲，并分析某四缸車用汽油機輻射噪聲分布特性，在怠速和2500 r/min全負荷兩種工況下對該發動機進行表面振動試驗，并在消聲室內進行聲功率測量。該汽油機為某1.8 L排量渦輪增壓式發動機，怠速為750 r/min。

根據該汽油機的特點和結構布置，對以下主要部件進行振動測量：油底殼、下缸體、缸體、缸蓋、缸蓋罩、齒輪室罩、進氣歧管、排氣歧管、排氣管（首段）和油泵殼。對于輪系旋轉件，沒有進行測量。

振動測量試驗采用LMS Test.Lab測試系統、LMS SCADASⅢ采集前端和PCB加速度傳感器。試驗中為了測得各個部件的準確速度面積平均量，在各部件表面布置多個測點，盡量均勻布置而且要均衡兼顧振動強弱區域。

試驗在發動機消聲室內進行，同時按照國標，采用9點聲壓法測量了該汽油機聲功率。測量時屏蔽了進排氣口噪聲，使用吸聲材料包裹空氣濾清器前進氣管和空氣濾清器，并取下皮帶使發電機和空氣壓縮機停止運轉，以減少除發動機本體以外其他噪聲干擾。

3 實驗結果分析

3.1 聲功率計算

試驗完成后，使用LMS Test.Lab軟件的后處理功能，把測得的各測點時域信號處理計算得出速度頻譜，由于頻譜表示的是單個頻率下的響應，所以把線性頻譜轉化成表示能量分布的1/3倍頻程速度譜。對于計算各部件的表面平均振動速度v不能采用算數平均法，而要采用能量平均即均方根值平均法，所以公式（1）（2）中的平方平均速度（v2）=v2。由于汽油機每個部件均包含有多個表面，且各表面結構、面積均不同，因此需先對各個表面進行速度平均計算，而各部件的總平均速度則等于各表面平均速度的面積加權平均。

首先對怠速工況試驗數據進行處理，得到各部件振動平均速度v的頻譜，如圖1所示。然后通過公式（2）就可以計算出各部件的表面輻射聲功率級Lw（A）頻譜，如圖2所示。頻譜合成后即可得汽油機各部件的聲功率級，若按照能量合成的方法把所有部件的聲功率進行疊加，則可以得到該汽油機表面輻射噪聲的總聲功率級，見表1。

圖1 怠速工況各部件振動速度1/3倍頻程譜

圖2 怠速工況各部件聲功率1/3倍頻程譜

按照以上方法計算得到2500 r/min全負荷工況部分部件的表面振動速度和噪聲頻譜，如圖3、4所示，頻譜合成后各部件的輻射聲功率見表2。

表1 怠速工況各部件輻射噪聲級

3.2 結果分析

由表1得出，在怠速工況下通過表面振動法預測得到的該汽油機總聲功率為76.9 dB（A），而采用9點法在消聲室內測得聲功率為77.9dB（A），比振動預測聲功率大1 dB（A）?？紤]到表面振動預測噪聲時只是對主要部件進行了測量，而其余部件如曲軸皮帶輪、水泵、空氣濾清器后進氣管、渦輪增壓器（怠速時噪聲較小，且隔熱罩起到一定屏蔽作用）等沒有進行測量，實際誤差要小于1 dB（A），這在工程上是可以接受的。

表22500 r/min全負荷工況各部件輻射噪聲級

由表2得出，在2500 r/min全負荷工況下振動法測得總聲功率級為93.3 dB（A），消聲室內9點法測得聲功率級為96.1 dB（A），由于此工況下排氣系統處于高溫狀態，沒有測量排氣管和排氣歧管的表面振動，誤差相比怠速工況變大，但總體較小，所以可進一步證明振動法預測噪聲方法的可靠性。

圖32500 r/min全負荷工況各部件振動速度1/3倍頻程譜

圖42500 r/min全負荷工況各部件聲功率1/3倍頻程譜

由表1數據可以看出，輻射噪聲最強的部件為油底殼，其輻射噪聲能量占總輻射噪聲能量的38.8%，其次分別是齒輪室罩、缸蓋罩、進氣歧管和排氣管，能量占比也都達到了10%以上，這五個部件輻射了總能量的90%以上。根據前述理論，結合圖1、圖2頻譜和表1數據可分析出，這是因為低頻段的輻射比小，并且在A計權網格條件下由很大衰減，所以低頻段噪聲輻射能力微弱，主要噪聲輻射能量均來自于400 Hz以上的頻段。而這些薄壁件在400 Hz以上頻段的振動速度相對較大，所以噪聲輻射能力較強，是整機輻射噪聲的主要來源。而缸體、下缸體、缸蓋等鑄造部件整體表面振動速度較小，且多分布在低頻段，所以輻射能力較弱。薄壁件中，進氣歧管和排氣管（首段）面積較大而且表面振動速度也最大，但是振動速度中低頻成分較高（排氣管首段主要在50 Hz，進氣歧管主要在80 Hz），中高頻成分相比其他薄壁件要低，所以輻射噪聲貢獻不如油底殼、齒輪室罩和缸蓋罩等件。排氣歧管同樣是振動速度主要分布在低頻段且面積較小，所以噪聲輻射貢獻很小，而油泵殼雖然中高頻段振速較大但面積較小所以噪聲輻射貢獻也不大。

由表2及圖3、圖4可以看出，進氣歧管和缸蓋罩的輻射噪聲比例大幅上升，這主要是由于怠速工況沒有負荷，進排氣量很小，而2500 r/min是全負荷工況，節氣門全開，進氣流量大，所以導致進氣歧管振動增大成為主要輻射源，同樣缸蓋罩也受進排氣系統影響振動和噪聲輻射增大。而齒輪室罩的振動速度相對較小所以噪聲輻射能力相對不強，而其他部件噪聲輻射比例基本與怠速工況想同。

4 結論

通過測量車用汽油機各部件的表面振動，經處理后計算得到各部件噪聲聲功率級及頻譜，經噪聲合成后，即可得到整機的聲功率級和各部件的貢獻量。實現了通過表面振動對汽油機的輻射噪聲預測，并找出主要噪聲源，這對具有復雜結構的車用汽油機制定降噪措施，具有重要意義。振動法計算的聲功率級與9點聲壓法測得的聲功率級非常接近，從而驗證了用表面振動法測量汽油機噪聲是有效可信的。

但同時表面振動法也存在一些問題，如輻射比只能通過工程近似或經驗公式來確定，這雖然可以接受，但也成為一個誤差來源。另外振動傳感器的測量帶寬有限，本文所采用測試帶寬為0～6400 Hz，這會造成一部分噪聲能量的泄漏。如本文9點法測得該汽油機的怠速工況聲功率，在0～6400 Hz頻帶范圍內為77.9 dB（A），在0～25，600 Hz頻帶范圍內為78.4 dB（A）。但由于發動機的主要輻射噪聲范圍在500～5000 Hz，而且A計權網格高頻段也有一定衰減，所以誤差影響不大。另外對于表面振動法，部分發動機部件不能通過振動測量計算輻射噪聲，如皮帶輪系是旋轉件不能測量，高溫狀態下的排氣歧管及增壓器測量也存在一定困難，發電機的電刷聲也不能通過振動測量等。

雖然表面振動法預測發動機輻射噪聲存在誤差，但該法對發動機主體的噪聲預測基本準確，工程上可以接受，并且能預測出各部件對整機噪聲貢獻量，具有重要意義。而且還可以在發動機設計階段，根據CAE模型模擬的表面振動預測輻射噪聲，進行評估和優化改進，可大大縮短研發周期，節約開發成本。

1馬大猷．噪聲控制學[M]．北京：科學技術出版社，1987

2劉月輝，郝志勇，付魯華，等．車用發動機表面輻射噪聲的研究[J]．汽車工程，2002，24（3）：213～216

3李玉軍，楊建國．基于表面振動法的柴油機輻射噪聲測量和分析[J]．噪聲與振動控制，2007，（2）：71～74，78

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5楊慶佛．內燃機噪聲控制[M]．山西：山西人民出版社，1991

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7張重超．機電設備噪聲控制工程學[M]．北京：輕工業出版社，1989

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Estimating Gasoline Engine Radiated Noise by Surface Vibration Measurement

Gu Cansong，Cui Guoxu，Gao Hui，Yang Hang
China Automotive Technology&Research Center（Tianjin，300300，China）

A study on the method of calculating gasoline engine radiated noise by measuring surface vibration is carried out in this paper.Firstly，the theoretical basis and mathematical relationship of the method is studied，and test and data processing method is designed based on these.Then an experiment is carried out in a four-cylinder gasoline engine.By measuring the engine surface vibrating velocity，the sound power level for these engine components and for total engine is calculated.The calculation results of engine radiated noise are accurate.It shows that the sound power level of gasoline engine can be predicted by surface vibration.

Gasoline engine，Surface vibration，Measurement，Radiated noise

TK417+．125 TK417+．127

A

2095-8234（2014）06-0071-06

2014-07-30）

顧燦松（1980—），男，工程師，主要從事汽車振動和噪聲控制方向研究。