某型柴油機缸蓋罩噪聲預測及降噪研究

沈 聰，李舜酩，潘高元，譚延崢

（南京航空航天大學 能源與動力學院，南京 210016）

發動機作為汽車主要的振動源和噪聲源之一，其NVH性能對整車的NVH性能影響頗大。而發動機上的薄壁部件（缸蓋罩、油底殼等）產生的噪聲約占整機表面輻射噪聲的40%～60%，其往往是發動機的主要輻射噪聲源[1–3]。因此，對缸蓋罩這類薄壁件進行減振降噪研究，對發動機整機的噪聲水平改善有著重要意義。

目前以計算機技術為基礎，運用有限元、邊界元方法的仿真技術已經在發動機振動噪聲預測以及結構改進優化方面有了廣泛的應用[4–5]。如Shung H.Sung等對發動機的振動和噪聲輻射進行了預測研究，通過改進發動機的局部結構與裝配方法降低了發動機整體的噪聲水平[6]。王文平等采用有限元和邊界元聯合的方法對變速器箱體的輻射噪聲進行了研究，提出對箱體結構加筋處理有效地抑制了輻射噪聲[7]。Kazuhide OHTA等對發動機缸體與旋轉曲軸和齒輪傳動軸耦合的振動響應和輻射噪聲進行了研究，提出了改變齒輪系的位置的方案以降低振動與噪聲[8]。從中可以看出，仿真技術的應用對于產品開發周期的減少、開發成本的降低有著顯著的作用。

本文以某型6缸柴油機缸蓋罩作為研究對象，應用有限元、邊界元相結合的方法，在發動機的開發階段對其噪聲進行預測及降噪研究，其大致流程如圖1所示。

圖1 分析流程圖

1 缸蓋罩的模態分析

1.1 模態理論基礎

對于缸蓋罩這樣一個線性多自由度系統，其動力學平衡方程可表示為

式中M為質量矩陣；C為阻尼矩陣；K為剛度矩陣；u(t)為節點的位移向量；(t)為節點的速度向量；(t)為節點的加速度向量；f(t)為載荷力向量。假設系統為自由振動時并忽略阻尼，式(1)可簡化為

將系統的物理坐標轉換成模態坐標以對系統進行解耦運算，它們有如下關系

式中ψ為固有振型矩陣；q(t)為模態坐標。利用固有振型加權正交性，可將(2)式轉變為

1.2 有限元模型的建立

本文研究對象——缸蓋罩為壓鑄鋁合金件，其材料屬性如表1所示。

需要注意電氣施工的成本效益、經濟效益和進度管理是密切相關的，在進行電氣施工準備的過程中，一定要對預留管線進行管理，保證在規定時間內完成相關的操作，防止出現超時的情況，其次在，工程機械主體完工之后需要將工程機械電氣進行妥善安排，盡量保證相關的銜接程序，避免耽誤時間的情況的出現，對電氣施工的進度產生重大影響，其三，在進行工程機械裝修的過程中，一定要保證裝修工作與電氣施工進行結合，確保電氣是否能夠順利的進行，第四，在電氣進度管理的過程中，一定要編制相應的計劃書，合理的對相關的步驟進行分解，根據周、月的時間計劃對施工工程進行落實。

表1 缸蓋罩的材料參數

由于模型結構較為復雜，用Hypermesh軟件劃分有限元網格前，先對其模型進行簡化：去除對結構影響較小的特征，例如小尺寸孔、倒角、凸臺等。憑借以往經驗并參考相關文獻資料[9]，最終選擇采用2階四面體網格來劃分，單元類型為solid85，尺寸單元為4 mm。網格劃分后的有限元模型如圖2所示，節點數48 730個，單元數150 471個。

1.3 模態計算結果

缸蓋罩的模態分析采用蘭索斯法對其固有模態和約束模態進行分析。將適配好的有限元網格模型導入ANSYS Workbench，并賦予材料屬性，計算所得除剛體模態外的前6階固有頻率如表2所示。

圖2 缸蓋罩有限元模型

表2 缸蓋罩的固有頻率

為模擬缸蓋罩安裝時的狀態，將缸蓋罩上與缸蓋連接的所有螺栓孔設為固定約束，計算所得約束狀態下的前8階模態頻率如表3所示。

表3 缸蓋罩的約束模態頻率

從中可以發現：缸蓋罩約束模態頻率集中在中高頻段；而自由狀態下整體剛度較小，其前6階固有頻率集中在低頻段，易被其他零件產生的力所激發。

2 缸蓋罩的瞬態響應分析

在實際工作時，缸蓋罩受到發動機缸蓋上傳來的隨時間變化的交變載荷。考慮到實驗成本問題，本文從整機標準工況（轉速2 200 r/min）下計算得到的瞬態運動響應中，提取了缸蓋罩與缸蓋連接的17個螺栓孔處節點在兩個周期內的位移時間歷程曲線。為模擬螺栓預緊后的裝配狀態，在缸蓋罩每個螺栓孔中心創建一個REB2單元節點，并將提取的位移邊界條件作用在中心節點上，以切合工程實際中的孔周圍單元隨螺栓一起運動變形的形式，從而進行瞬態響應分析以預測缸蓋罩在實際工作情況下的響應。由于篇幅原因，此處僅選取了其中一個孔上的位移時間歷程曲線如圖3所示。

由于缸蓋罩表面聲功率與其表面振動速度的平方成正比關系，故對其表面振動速度進行分析。計算結果表明：當發動機工作時，缸蓋罩頂面局部易被激起較大的振動速度，在0.074 12 s時其表面矢量速度達到最大值115.78 mm/s，此時刻的速度響應云圖如圖4所示。

圖3 缸蓋罩上某孔各方向的時間—位移歷程曲線

圖4 0.074 12 s時缸蓋罩的速度響應圖

3 缸蓋罩輻射噪聲預測

對于確定的聲源空間各處的聲壓級和聲強級是會變化的，但聲功率級不變。又因聲功率級能直接反映噪聲源輻射聲音的強度，故采用聲功率作為缸蓋罩的噪聲輻射的評價指標[11]。缸蓋罩的輻射聲功率可以通過表面振動速度法計算，即

式中W為輻射聲功率；Lw(A)為A計權聲功率級；ρc為聲輻射阻抗；S為振動表面積；＜-v2>為表面振動平均速度均方根值；σ為聲輻射效率；W0為基準聲功率；Δ為A計權衰減量。

3.1 聲學預測預處理

為減少計算規模，在計算前需將經封閉處理后的表面進行網格粗化處理。研究表明[12]：當邊界網格尺寸小于計算的最高頻率聲波波長的1/6～1/4時，就可以保證聲學計算結果的精度。按照這一原則，將邊界元劃分為8 mm大小的四邊形網格。為模擬缸蓋罩安裝狀態下的半自由場，在安裝面處設置了一個障板；同時還定義了一個符合ISO聲功率測試標準的場點以獲取邊界元外部的聲學信息，如圖5所示。

圖5 邊界元網格、障板及ISO場點圖

3.2 聲學預測結果

缸蓋罩虛擬預測的聲功率曲線如圖6所示，從圖中可以看出，噪聲最大峰值對應的頻率為460 Hz，此時聲功率級達到了96.9 dB(A)；其他幾處峰值均在80 dB(A)左右；計算得總聲功率級為100.48 dB(A)。將此最大噪聲峰值頻率與模態頻率對比可知此峰值并非由共振引起。

圖6 缸蓋罩聲功率級曲線

圖7所示為460 Hz時缸蓋罩表面振動速度云圖，從中可以發現在此頻率下，缸蓋罩頂面局部振動速度較大，尤其是圖中右側中間區域，即從其右側數第二個氣缸對應上方的區域響應特別突出，從而導致了聲功率級較大。若能抑制缸蓋罩在該頻率下的表面振動速度，對噪聲的抑制和減弱將會起關鍵性作用。

圖7 460 Hz時缸蓋罩表面振動速度云圖

4 缸蓋罩的降噪研究

缸蓋罩的外場輻射噪聲是由缸蓋罩體的結構外表面直接向外輻射，綜合瞬態響應和噪聲預測分析結果，針對缸蓋罩頂面振動響應水平突出部位，提出增大局部厚度以增加剛度的減振方法，結構修改前后局部放大的模型如圖8所示。

在網格大小、邊界條件一致的情況下，對缸蓋罩改進前后的模態、瞬態響應、聲學響應進行對比分析。

4.1 改進前后固有模態對比

缸蓋罩結構改進后的前6階固有頻率較改進前變化不大，不會引起結構共振，如表4所示。

4.2 改進前后瞬態速度響應對比

圖8 缸蓋罩結構改進前后對比

瞬態響應計算結果顯示缸蓋罩表面振動速度最大值從原先的115.78 mm/s降低為112.07 mm/s。選取缸蓋罩頂面響應突出區域內某一節點，其改進前后一個周期內的速度時間響應曲線如圖9所示。從中可以發現以某節點為代表，改進后的缸蓋罩表面速度在各時刻均有一定程度的減小。

圖9 缸蓋罩改進前后某節點的速度時間響應曲線

表4 改進前后缸蓋罩固有頻率對比

4.3 改進前后輻射噪聲對比

圖10所示為缸蓋罩改進前后的聲功率曲線，從中可以發現460 Hz下的峰值明顯降低，且中高頻段各頻率所對應的聲功率級都有明顯減小。經計算其總聲功率由改進前的100.48 dB(A)降低為94.67 dB(A)，降低了5.81 dB(A)。通過對以上仿真結果的觀察和分析，可以認為局部加厚的優化方案能夠有效地減小缸蓋罩表面振動，有較好的降噪效果。

5 結語

（1）通過瞬態響應計算和聲學計算得出的缸蓋罩表面振動和輻射噪聲預測結果表明，缸蓋罩頂面局部區域具有較大的振動響應，其振動速度最大值達到115.78 mm/s，是噪聲的主要輻射部位。

圖10 缸蓋罩改進前后聲功率級對比

（2）在對缸蓋罩結構進行局部加厚處理后，提高了局部剛度，缸蓋罩表面振動速度水平明顯減小，振動速度最大值降低為112.07 mm/s。同時，缸蓋罩總聲功率級由改進前的100.48 dB(A)降為改進后的94.67 dB(A)，降低了5.81 dB(A)，降噪效果明顯。

（3）本文通過局部加厚的方法，即在振動速度出現最大值處增加材料厚度，以此增大缸蓋罩的局部剛度，進而使缸蓋罩振動響應減小并達到降噪的目的。計算結果表明此方法降噪效果明顯，為今后低噪聲發動機缸蓋罩的設計與改進提供了參考。

[1]張磊，任海軍，艾曉玉，等.發動機薄壁件結構振動優化[J].振動工程學報，2010(6)：687-697.

[2]鄭康，郝志勇，毛杰，等.基于聲品質評價的缸蓋罩NVH優化[J].內燃機工程，2015(2)：98-102+110.

[3]趙永杰，王勇，楊海鵬.柴油機表面噪聲源識別技術研究[J].內燃機車，2007(9)：5-7+51.

[4]梁亮，周鑫南，張楓.探究柴油機結構噪聲預測及其優化控制[J].內燃機與配件，2017(3)：79-80.

[5]BEILD CHRISTIAN.Noise on small capacity spark ignition engines by structure optimization[D].Austria:Teehnische Universitaet Graz,1992.

[6]SHUNG H SUNG.Development of an engine system model for predicting structural vibration and radiated noise of the running engine[R].SAE 972039.

[7]王文平，項昌樂，劉輝.基于FEM/BEM變速器箱體輻射噪聲的研究[J].噪聲與振動控制，2007，27(5)：107-111.

[8]KAZUHIDE OHTA,Koichiro IKEDA,TAKAYA FUTAE.Study on the noise and vibration of engine block coupled with the rotating crankshaft and gear train(Effect of the torsional vibration of crankshaft)[J].Mechanical Engineering Journal,2014,1(5).

[9]吳浪濤.發動機缸蓋罩噪聲預測與降噪研究[D].重慶：重慶大學，2013.

[10]舒歌群，馬維忍，梁興雨，等.柴油機薄壁件表面輻射噪聲的研究[J].內燃機工程，2009(2)：25-28+33.

[11]宋兆哲，楊景玲，孔德芳，等.發動機油底殼的輻射噪聲分析及結構優化[J].噪聲與振動控制，2014，34(1)：123-127+168.

[12]龐劍，諶剛，何華.汽車噪聲與振動—理論與應用[M].北京：北京理工大學出版社，2006：52-53.