基于輻射噪聲響度的柴油機NVH性能優化

熊飛，郝志勇，劉瑞駿，王連生，李一民，張煥宇

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基于輻射噪聲響度的柴油機NVH性能優化

熊飛，郝志勇，劉瑞駿，王連生，李一民，張煥宇

(浙江大學 能源工程學院，浙江 杭州，310027)

分析人耳對不同頻率純音的衰減特性，提出結合人耳的衰減特性和柴油機輻射噪聲的頻譜特性進行響度優化的方法。運用多體動力學法和邊界元法對柴油機進行聲學分析，采用Moore響度模型對柴油機的輻射噪聲的響度進行仿真分析。分析認為柴油機1 300~2 000 Hz的輻射噪聲對柴油機響度貢獻最大，通過聲強法噪聲源識別試驗得出柴油機輻射噪聲在該頻段的主要貢獻部件是油底殼、齒輪室罩、缸蓋罩以及機體。 對柴油機的齒輪室罩、缸蓋罩以及機體進行結構改進，改進后柴油機的聲功率級由76.4 dB下降至75.5 dB，降低0.9 dB；柴油機輻射噪聲響度由161.5 sone下降到144.7 sone，降低10.4%，柴油機的 NVH性能明顯改善。

柴油機；輻射噪聲響度；多體動力學法；邊界元法；NVH性能

隨著社會的發展，汽車已經成為代步工具之一。消費者在購買汽車時，汽車的NVH(noise，vibration，harshness)性能也愈發關鍵[1]。發動機噪聲直接關系到汽車NVH性能，近些年來有關發動機噪聲控制的文獻不計其數，但幾乎都是以降低A計權聲功率級為研究內容，發動機聲品質的研究則十分罕見。張磊等[2]應用有限元及多體動力學軟件對發動機噪聲進行研究，通過改進薄壁件結構使整體的A計權噪聲下降 1 dB。李民等[3]采用拓撲優化與形狀優化方法對齒輪室罩進行再設計，輻射噪聲的A計權聲功率級在 1 400~ 1 800 Hz內有不同程度的下降。賈維新等[4]采用形貌優化對油底殼進行再設計，輻射噪聲的A計權總聲功率級降低3 dB。上述文獻均是以降低A計權聲功率為目的，A計權聲級是用40 phon的等響曲線來修正實際聲壓，僅代表人耳對低聲壓的感受，并不能反映主觀對實際聲音的真實感受[5]。由于人主觀因素的介入，用A計權測量的聲壓級小的聲音，但感覺上是聲音非常響；甚至A計權測量的聲壓級大的聲音，感覺上比聲壓級小的響度小[6?7]。因此，傳統的A計權聲級局限性日益突出，從聲品質角度對發動機進行NVH性能優化也應運而生。本文作者對柴油機進行動力學響應分析和聲學分析，再運用Moore響度模型進行發動機的響度仿真，Moore模型的響度分析結果是眾多響度模型中最準確的[8]。結合人耳的衰減特性及柴油機輻射噪聲的頻譜特性對整機進行結構優化，降低柴油機輻射噪聲的響度和改善其對人的舒適性。

1 響度理論

為響度，單位為sone，定義1 000 Hz，40 dB純音的響度為1 sone。響度是描述人耳對聲音感覺強度的心理學量，是聲品質的重要特征。

聲源產生的聲音激勵0首先傳至外耳，然后經過耳廓、外耳道、鼓膜、中耳腔及聽耳鏈衰減至激勵，該激勵刺激內耳的耳蝸從而使聲音傳入大腦[9]。耳廓、外耳道、鼓膜、中耳腔及聽耳鏈的綜合衰減特性與聲音的頻率成分有關[8]，如圖1所示。人耳對750 Hz以下的純音激勵產生衰減作用，對頻率在750~3 150 Hz的純音激勵則會產生增益作用，增益作用的趨勢是隨頻率的增加而增強。

圖1 人耳衰減特性

Moore響度模型用等效矩形頻帶(equivalent rectangular bandwidth，ERB)代替臨界頻帶，考慮耳蝸對聲音的靈敏度，將可聽域劃分為約40個特征頻 帶[10]。等效矩形頻帶率與中心頻率之間的關系為

特征響度定義為單位等效矩形頻帶內噪聲的響度，反映了響度的頻域分布特性，用符號′表示，單位是sone/ERB。在計算域內對特征響度進行積分則可獲得響度。

在關注頻段內，若信號的耳蝸激勵小于人耳閾值對應激勵TH，則特征響度′計算方法[11]為

若信號的耳蝸激勵大于激勵TH，但小于1010，則特征響度計算方法為

若信號的激勵耳蝸大于1010，則特征響度′計算方法為

閾值激勵TH并不是定值，其幅值是隨頻率變化，TH如表1所示[12]。 式(2)~(4)中：=0.046 87，為常數；為耳蝸放大器在特定頻率下的低能級增益，與TH的乘積是定值，故也隨著頻率變化。則是與相關的修正量，兩者的關系如圖2所示。

表1 單耳聽覺的閾值激勵

圖2 α-G 關系

響度是受聲源激勵與人耳綜合作用的，故降低響度必然要結合這2個方面。柴油機的輻射噪聲的關注頻率500~3 000 Hz，根據人耳衰減特性可知：降低柴油機750~3 000 Hz的輻射噪聲激勵E可以更有效地降低耳蝸激勵。式(2)~(4)中的特征響度′與耳蝸激勵為正相關關系，降低耳蝸激勵必然會使響度降低。因此，降低柴油機750~3 000 Hz的輻射噪聲激勵能有效的降低整機響度。

2 研究模型及模型驗證

2.1 研究模型

本文研究對象為某水冷直列四沖程直噴柴油機，柴油機的標定工況為55 kW/3 000 r/min，壓縮比為18。根據已有柴油機數模上進行網格劃分，建立整機有限元模型，如圖3所示。柴油機有限元模型包括二階四面體單元、一階六面體單元以及二階的面單元，共計435 355個單元，766 688個節點。整機模型中主要包括以下部件：機體、缸蓋、缸蓋罩、齒輪室、齒輪室罩、飛輪殼、油底殼以及支架等。

圖3 整機有限元模型

2.2 模型驗證

為確保后續仿真計算的可靠性，柴油機有限元模型準確性得到驗證后才能真實地反映柴油機的實際工作狀況。模態可以反映結構本身傳遞函數特點，傳遞函數則是固有屬性。進行NVH性能優化時，通過比較實驗和有限元計算的模態頻率，進行模型準確性驗證。對比結果相差較大，則可以依據實驗數據對有限元模型進行修正，最終建立準確的有限元模型。

柴油機有限元模型模態計算量大，并且整機模態試驗比較困難，此處對主要部件模態驗證，包括：機體、缸蓋、缸蓋罩、齒輪室罩(正時罩)、油底殼、曲軸系，間接對柴油機模型進行驗證，有限元模型之間的連接的正確性則在下文中進行驗證。實驗模態數據采用多點激勵單點響應的方法獲得，通過彈性細繩懸吊來模擬部件的自由邊界條件。將各部件的有限元模型賦予部件實際材料參數，如表2所示，通過有限元分析軟件計算以獲得其計算模態數據。柴油機各部件的前5階實驗模態與前5階計算模態對比如表3所示。

表2 各部件材料參數

經對比，各部件計算自由模態與實驗自由模態的最大誤差均在10% 左右，大部分階次的相對誤差在5%以內，符合工程計算精度要求，則該有限元模型可以模擬實際柴油機各部件的物理特性。

3 整機動力學仿真分析

3.1 動力學計算

整機動力學計算的目的是模擬柴油機實際工作情況，獲取柴油機動力學響應[13]。柴油機在進行實驗時采用彈性支承，由于無法獲得彈性支承的參數，動力學模型中通過4個剛性支架來模擬柴油機的安裝方式，這樣會在低頻段產生一定的誤差。但柴油機的結構輻射噪聲重點關注頻段是500~3 000 Hz，后期經過數據處理，并且與實驗進行對比，結果說明動力學仿真計算與實驗基本一致。

選取標定工況(55 kW/3 000 r/min)分析柴油機的結構動力學響應，該工況下柴油機具有最大的輸出功率。整機動力學計算需要輸入某些參數：柴油機基本參數，如缸徑、行程、轉速、燃氣壓力曲線；連桿和活塞質量數據，曲軸系數據；柴油機有限元網格及縮減；其他邊界條件如活塞側向力、凸輪軸承力、氣門落座力以及搖臂座力。

燃氣壓力曲線需通過實驗獲取，在燃燒室上方開適當的小孔并布置壓力傳感器進行數據采集。活塞側向力包括活塞二階運動產生的敲擊力與活塞往復運動引起的準靜態力，可以通過AVL piston ring模塊仿真計算得到。凸輪軸承力、氣門落座力以及搖臂座力則通過AVL time driver模塊仿真計算得到。其他輸入參數則是通過有三維數模中獲取，最后將上述數據輸入到整機EXCITE動力學模型仿真分析，可以獲得柴油機表面振動加速度。

3.2 動力學仿真驗證

為驗證整機動力學計算的準確性，進行柴油機臺架試驗并測量標定工況下機體表面的振動響應。試驗過程中，柴油機工作在標準工況，并選取柴油機機體上一點和柴油機油底殼上一點做振動響應測點，并且需要保證測點有足夠大的振動響應，不能為結構的節點。采用振動加速度級來評價機體表面的結構響應，即：

式中：L為加速度級；為機體表面的振動加速度；0為參考加速度，μm/s2。

圖4所示為機體上和油底殼上的測點的動力學仿真與臺架試驗的振動加速度級的對比結果。機體測點的動力學仿真與臺架試驗的振動加速度級曲線在幅值和趨勢上是基本一致的。油底殼測點的動力學仿真和臺架試驗的振動加速度級曲線在趨勢上是一致的，但在幅值上動力學仿真值比試驗值上下波動稍大。動力學仿真中沒有考慮油底殼中的機油，而機油有一定的阻尼作用，因此動力學仿真幅值波動稍大，但對整機的動力學仿真結果影響不大。綜上，通過臺架試驗很好地驗證機體的動力學仿真結果，從而驗證仿真模型及計算結果用于后續聲學仿真的準確性，同時也驗證有限元模型之間連接的正確性。