某型柴油机缸盖罩噪声预测及降噪研究

沈 聪，李舜酩，潘高元，谭延峥

（南京航空航天大学 能源与动力学院，南京 210016）

发动机作为汽车主要的振动源和噪声源之一，其NVH性能对整车的NVH性能影响颇大。而发动机上的薄壁部件（缸盖罩、油底壳等）产生的噪声约占整机表面辐射噪声的40%～60%，其往往是发动机的主要辐射噪声源[1–3]。因此，对缸盖罩这类薄壁件进行减振降噪研究，对发动机整机的噪声水平改善有着重要意义。

目前以计算机技术为基础，运用有限元、边界元方法的仿真技术已经在发动机振动噪声预测以及结构改进优化方面有了广泛的应用[4–5]。如Shung H.Sung等对发动机的振动和噪声辐射进行了预测研究，通过改进发动机的局部结构与装配方法降低了发动机整体的噪声水平[6]。王文平等采用有限元和边界元联合的方法对变速器箱体的辐射噪声进行了研究，提出对箱体结构加筋处理有效地抑制了辐射噪声[7]。Kazuhide OHTA等对发动机缸体与旋转曲轴和齿轮传动轴耦合的振动响应和辐射噪声进行了研究，提出了改变齿轮系的位置的方案以降低振动与噪声[8]。从中可以看出，仿真技术的应用对于产品开发周期的减少、开发成本的降低有着显著的作用。

本文以某型6缸柴油机缸盖罩作为研究对象，应用有限元、边界元相结合的方法，在发动机的开发阶段对其噪声进行预测及降噪研究，其大致流程如图1所示。

图1 分析流程图

1 缸盖罩的模态分析

1.1 模态理论基础

对于缸盖罩这样一个线性多自由度系统，其动力学平衡方程可表示为

式中M为质量矩阵；C为阻尼矩阵；K为刚度矩阵；u(t)为节点的位移向量；(t)为节点的速度向量；(t)为节点的加速度向量；f(t)为载荷力向量。假设系统为自由振动时并忽略阻尼，式(1)可简化为

将系统的物理坐标转换成模态坐标以对系统进行解耦运算，它们有如下关系

式中ψ为固有振型矩阵；q(t)为模态坐标。利用固有振型加权正交性，可将(2)式转变为

1.2 有限元模型的建立

本文研究对象——缸盖罩为压铸铝合金件，其材料属性如表1所示。

需要注意电气施工的成本效益、经济效益和进度管理是密切相关的，在进行电气施工准备的过程中，一定要对预留管线进行管理，保证在规定时间内完成相关的操作，防止出现超时的情况，其次在，工程机械主体完工之后需要将工程机械电气进行妥善安排，尽量保证相关的衔接程序，避免耽误时间的情况的出现，对电气施工的进度产生重大影响，其三，在进行工程机械装修的过程中，一定要保证装修工作与电气施工进行结合，确保电气是否能够顺利的进行，第四，在电气进度管理的过程中，一定要编制相应的计划书，合理的对相关的步骤进行分解，根据周、月的时间计划对施工工程进行落实。

表1 缸盖罩的材料参数

由于模型结构较为复杂，用Hypermesh软件划分有限元网格前，先对其模型进行简化：去除对结构影响较小的特征，例如小尺寸孔、倒角、凸台等。凭借以往经验并参考相关文献资料[9]，最终选择采用2阶四面体网格来划分，单元类型为solid85，尺寸单元为4 mm。网格划分后的有限元模型如图2所示，节点数48 730个，单元数150 471个。

1.3 模态计算结果

缸盖罩的模态分析采用兰索斯法对其固有模态和约束模态进行分析。将适配好的有限元网格模型导入ANSYS Workbench，并赋予材料属性，计算所得除刚体模态外的前6阶固有频率如表2所示。

图2 缸盖罩有限元模型

表2 缸盖罩的固有频率

为模拟缸盖罩安装时的状态，将缸盖罩上与缸盖连接的所有螺栓孔设为固定约束，计算所得约束状态下的前8阶模态频率如表3所示。

表3 缸盖罩的约束模态频率

从中可以发现：缸盖罩约束模态频率集中在中高频段；而自由状态下整体刚度较小，其前6阶固有频率集中在低频段，易被其他零件产生的力所激发。

2 缸盖罩的瞬态响应分析

在实际工作时，缸盖罩受到发动机缸盖上传来的随时间变化的交变载荷。考虑到实验成本问题，本文从整机标准工况（转速2 200 r/min）下计算得到的瞬态运动响应中，提取了缸盖罩与缸盖连接的17个螺栓孔处节点在两个周期内的位移时间历程曲线。为模拟螺栓预紧后的装配状态，在缸盖罩每个螺栓孔中心创建一个REB2单元节点，并将提取的位移边界条件作用在中心节点上，以切合工程实际中的孔周围单元随螺栓一起运动变形的形式，从而进行瞬态响应分析以预测缸盖罩在实际工作情况下的响应。由于篇幅原因，此处仅选取了其中一个孔上的位移时间历程曲线如图3所示。

由于缸盖罩表面声功率与其表面振动速度的平方成正比关系，故对其表面振动速度进行分析。计算结果表明：当发动机工作时，缸盖罩顶面局部易被激起较大的振动速度，在0.074 12 s时其表面矢量速度达到最大值115.78 mm/s，此时刻的速度响应云图如图4所示。

图3 缸盖罩上某孔各方向的时间—位移历程曲线

图4 0.074 12 s时缸盖罩的速度响应图

3 缸盖罩辐射噪声预测

对于确定的声源空间各处的声压级和声强级是会变化的，但声功率级不变。又因声功率级能直接反映噪声源辐射声音的强度，故采用声功率作为缸盖罩的噪声辐射的评价指标[11]。缸盖罩的辐射声功率可以通过表面振动速度法计算，即

式中W为辐射声功率；Lw(A)为A计权声功率级；ρc为声辐射阻抗；S为振动表面积；＜-v2>为表面振动平均速度均方根值；σ为声辐射效率；W0为基准声功率；Δ为A计权衰减量。

3.1 声学预测预处理

为减少计算规模，在计算前需将经封闭处理后的表面进行网格粗化处理。研究表明[12]：当边界网格尺寸小于计算的最高频率声波波长的1/6～1/4时，就可以保证声学计算结果的精度。按照这一原则，将边界元划分为8 mm大小的四边形网格。为模拟缸盖罩安装状态下的半自由场，在安装面处设置了一个障板；同时还定义了一个符合ISO声功率测试标准的场点以获取边界元外部的声学信息，如图5所示。

图5 边界元网格、障板及ISO场点图

3.2 声学预测结果

缸盖罩虚拟预测的声功率曲线如图6所示，从图中可以看出，噪声最大峰值对应的频率为460 Hz，此时声功率级达到了96.9 dB(A)；其他几处峰值均在80 dB(A)左右；计算得总声功率级为100.48 dB(A)。将此最大噪声峰值频率与模态频率对比可知此峰值并非由共振引起。

图6 缸盖罩声功率级曲线

图7所示为460 Hz时缸盖罩表面振动速度云图，从中可以发现在此频率下，缸盖罩顶面局部振动速度较大，尤其是图中右侧中间区域，即从其右侧数第二个气缸对应上方的区域响应特别突出，从而导致了声功率级较大。若能抑制缸盖罩在该频率下的表面振动速度，对噪声的抑制和减弱将会起关键性作用。

图7 460 Hz时缸盖罩表面振动速度云图

4 缸盖罩的降噪研究

缸盖罩的外场辐射噪声是由缸盖罩体的结构外表面直接向外辐射，综合瞬态响应和噪声预测分析结果，针对缸盖罩顶面振动响应水平突出部位，提出增大局部厚度以增加刚度的减振方法，结构修改前后局部放大的模型如图8所示。

在网格大小、边界条件一致的情况下，对缸盖罩改进前后的模态、瞬态响应、声学响应进行对比分析。

4.1 改进前后固有模态对比

缸盖罩结构改进后的前6阶固有频率较改进前变化不大，不会引起结构共振，如表4所示。

4.2 改进前后瞬态速度响应对比

图8 缸盖罩结构改进前后对比

瞬态响应计算结果显示缸盖罩表面振动速度最大值从原先的115.78 mm/s降低为112.07 mm/s。选取缸盖罩顶面响应突出区域内某一节点，其改进前后一个周期内的速度时间响应曲线如图9所示。从中可以发现以某节点为代表，改进后的缸盖罩表面速度在各时刻均有一定程度的减小。

图9 缸盖罩改进前后某节点的速度时间响应曲线

表4 改进前后缸盖罩固有频率对比

4.3 改进前后辐射噪声对比

图10所示为缸盖罩改进前后的声功率曲线，从中可以发现460 Hz下的峰值明显降低，且中高频段各频率所对应的声功率级都有明显减小。经计算其总声功率由改进前的100.48 dB(A)降低为94.67 dB(A)，降低了5.81 dB(A)。通过对以上仿真结果的观察和分析，可以认为局部加厚的优化方案能够有效地减小缸盖罩表面振动，有较好的降噪效果。

5 结语

（1）通过瞬态响应计算和声学计算得出的缸盖罩表面振动和辐射噪声预测结果表明，缸盖罩顶面局部区域具有较大的振动响应，其振动速度最大值达到115.78 mm/s，是噪声的主要辐射部位。

图10 缸盖罩改进前后声功率级对比

（2）在对缸盖罩结构进行局部加厚处理后，提高了局部刚度，缸盖罩表面振动速度水平明显减小，振动速度最大值降低为112.07 mm/s。同时，缸盖罩总声功率级由改进前的100.48 dB(A)降为改进后的94.67 dB(A)，降低了5.81 dB(A)，降噪效果明显。

（3）本文通过局部加厚的方法，即在振动速度出现最大值处增加材料厚度，以此增大缸盖罩的局部刚度，进而使缸盖罩振动响应减小并达到降噪的目的。计算结果表明此方法降噪效果明显，为今后低噪声发动机缸盖罩的设计与改进提供了参考。

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