基于声振耦合的发动机结构辐射噪声计算

李秋悦，卢炽华，王治文，吴海涛

(1.武汉理工大学 现代汽车零部件技术湖北省重点实验室，湖北 武汉 430070；2.武汉理工大学 汽车零部件技术湖北省创新协同中心，湖北 武汉 430070；3.重庆车辆检测研究院，重庆 404100； 4.欧源动力科技有限公司，湖北 武汉 4300704)

发动机是机动车辆的核心部件，也是机动车噪声的主要噪声源[1-2]。根据相关研究表明，在不同车辆的车外加速噪声中，发动机噪声占主要位置。而单缸汽油机多用于摩托车、割草机等工程机械，与汽车不同，摩托车没有发动机舱室，发动机暴露在车体外，乘员和发动机均处于开放空间，少了一道隔音屏障。因此，其产生的噪声大部分向外辐射，对乘员和周围环境均会产生较大的影响。基于该特性，在对摩托车进行降噪时，主要从噪声源着手进行设计。

发动机的结构辐射噪声是整机噪声的主要来源之一。发动机辐射噪声预测可以在发动机设计阶段对整机噪声的预测和控制起指导意义，在设计初期从根源上控制整机噪声，对缩短开发周期和减少开发成本有现实意义[3-6]。

以一单缸汽油机为研究对象，通过仿真分析和试验分析相结合的方法，完成对其辐射噪声水平、噪声主要辐射面及噪声主要贡献激励源等特性的研究。笔者采取的技术路线如图1所示。采用多体动力学、有限元和边界元相结合的方法对发动机表面辐射噪声进行仿真预测[7-11]。采用多体动力学建立发动机整机动力学模型，获得机体所受到的激励力；以机体所受激励力为边界条件，采用有限元方法获得机体表面振动参数；以机体表面振动参数为边界条件，采用直接边界元方法得到发动机辐射噪声。

图1 技术路线

1 发动机表面振动响应分析

1.1 有限元模型建立

所研究的对象为一直立式单缸汽油机，其机体结构如图2所示。该发动机主体部分主要包括链轮罩盖、配气罩盖、缸盖、缸体、缸套、左右曲轴箱盖以及左右曲轴箱9个部分，分别与图2中编号①～⑨的结构相对应。

图2 发动机机体结构

笔者采用四面体单元对发动机机体进行网格划分，机体有限元模型如图3所示。对于缸套结构，由于其结构简单，采用六面体单元进行网格划分。通过自由模态计算和模态测试的数据对比，验证了有限元模型的可靠性。机体自由模态分析结果与试验模态分析结果如表1所示。

图3 机体有限元模型

阶次频率计算模态/Hz试验模态/Hz相对误差/%19209493.0621 0061 0403.2731 4741 5092.3241 9872 0261.9252 2602 2921.4062 3302 3571.1572 4542 5011.8882 4882 5371.93

1.2 多体动力学模型建立

发动机机体的三大激励力主要包括曲轴主轴承激励力、活塞敲击力和配气机构激励力。通过VALDYN软件分别建立曲柄连杆机构动力学模型、活塞连杆动力学模型和配气机构动力学模型，通过各机构之间的耦合关系进而建立整机动力学模型，计算得到与发动机实际工作状态更加符合的各机构激励力。并以其计算结果为边界条件计算得到发动机机体表面振动响应。

2 发动机结构辐射噪声计算

2.1 声学边界元模型建立

在分析过程中，考虑到计算的经济性及准确性，选择声学边界元的单元基本尺寸为10 mm。在建立声学边界元时，单元尺寸基本保持一致，最小单元尺寸不小于6 mm，最大单元尺寸不大于14 mm，得到边界元模型如图4所示。为了考察发动机机体各部分对辐射噪声总量的贡献量，分析过程中建立分区域边界元模型，如图5所示。该模型中包括配气罩盖、缸头、缸体、左右曲轴箱及左右曲轴箱盖。

图4 发动机边界元模型

图5 发动机分区域边界元模型

结构振动产生噪声，噪声以声波的形式向四周传播，并被物体所接收。为了考察噪声向周围传播时对各方向的影响程度，需要建立场点网格。场点相当于接收者或者试验测试中的传感器，可通过计算获得场点的声学物理量。笔者建立了如图6所示的场点网格，其整体尺寸为1 000 mm×1 000 mm×1 000 mm，网格单元尺寸为25 mm。此外，在如图7所示的缸头左右2处位置建立声压级测量点，各点分别位于发动机外表面法向向外50 mm处。

图6 边界元场点网格模型

图7 声压级测点位置

2.2 整机噪声计算结果及分析

通过建立发动机整机动力学模型，计算得到发动机机体各点的振动速度级。此处将发动机表面各节点的振动速度级映射至如图5所示的边界元模型，并将其作为发动机表面辐射噪声计算的边界条件。以上述边界元模型及其振动速度级作为边界条件，采用直接边界元法对发动机表面辐射噪声进行计算，得到0～4 000 Hz频域发动机表面辐射噪声声压级、声强级和声功率级等物理参数。

图8为A计权下0～4 000 Hz发动机整机表面辐射噪声总声功率曲线，从图8中可以看出，该曲线具有低频特性。曲线在562.5 Hz处声功率存在一个明显的峰值，峰值声功率达到68.5 dB(A)左右。并且在450～1 350 Hz频域内声功率值普遍较高。当频率高于1 350 Hz时，声功率值随频率的升高呈平缓降低的趋势。因此可以推断，该发动机辐射噪声的贡献主要集中在450～1 350 Hz频域内。

图8 发动机辐射噪声总声功率级频响曲线

2.3 发动机辐射噪声试验分析

采用频谱分析法对怠速工况发动机工作噪声频谱特性进行识别，试验在半消声室中进行。测试方法参考GB/T1859-2000《往复式内燃机辐射的空气噪声测量工程法及简易法》和QC/T70-2014《摩托车和轻便摩托车发动机噪声测量方法》；测点为上述测点A和测点B；数据采集设备为LMS SCARDS多功能数据采集系统及Gras声学麦克风，如图9所示[12]。

图9 频谱测试仪

通过测试，得到发动机怠速工况下测点A和测点B声压级频谱图，如图10所示。测点A在530～1 300 Hz范围内存在明显的噪声峰值，测点B在400～1 300 Hz范围内存在明显的噪声峰值。各点测试声压级与仿真分析的对比结果如图11所示，从图11中可以看出，声压级曲线呈现低频特性，其在530～640 Hz频域内出现峰值，且测点A在530～1 300 Hz频段内声压级相对较高，而后随频率升高声压级逐渐降低。该结果与仿真结果吻合度较高，因此可认为仿真结果正确。

图10 各测点声压级频谱

图11 各测点声压级曲线

3 噪声源贡献量分析

3.1 噪声源定位分析

为考查发动机机体各区域对整机辐射噪声的贡献量，分别计算得出各区域所产生的声功率。图12(a)和图12(b)分别为仅保留发动机上部分(缸体、缸盖和配气罩盖)和下部分(曲轴箱及曲轴箱罩盖)声学边界元所计算得出的声功率级。从图12可以看出，发动机上部分声功率曲线在1 500 Hz以下与总声功率曲线重合度较高，且其峰值声功率级所在频率及大小均与总声功率级对应，说明发动机低频高噪声来源于机体上部分。发动机下部分声功率级曲线在高频与总声功率级曲线重合度较高，说明高频噪声主要来自机体下部分。由于高频段的声功率幅值较小，因此，可初步将主要噪声源定位于机体上部分。

图12 发动机机体各部分声功率级

为进行更加准确的噪声源定位，采用如图5所示的分区域边界元模型进行发动机机体声功率计算，得到各部分的声功率大小如图13所示。从图13可以看出，缸盖对机体辐射声功率的总量贡献较大，其次是右侧曲轴箱盖和配气罩盖，缸体和左右曲轴箱的声功率相对较小。

图13 发动机不同区域声功率贡献量

由于机体各部分的面积差异较大，各部分声功率的大小并不能完全反应该部分的辐射噪声强弱。为此，将各部分面积考虑在内，计算得到各部分的辐射噪声结果如表2所示。从表2可以看出，尽管缸盖部分在辐射声功率总量中占有很大的比例，由于其面积比较大，单位面积声功率大小并不是最大；配气罩盖由于总面积较小，尽管总声功率值相对较小，但单位面积声功率值却最大。此外，机体上部中，缸体部分的单位声功率较小；机体下部分中，右侧曲轴箱盖单位声功率较大。因此可以判断，缸盖和配气罩盖对总噪声贡献量较大，且主要贡献于噪声低频部分，而高频部分的噪声主要来自右侧曲轴箱盖。

表2 机体各部分声功率及其贡献量

进一步从激励力的角度对辐射噪声贡献量进行分析，分别将主轴承激励力、活塞激励力和配气机构激励力(主要包括气门落座激励力、凸轮轴承激励力和气门摇臂销激励力)单独作用于机体，得到各激励力下发动机整机声功率如图14所示。从图14可以看出，主轴承激励力作用下的机体辐射声功率总量最大，配气机构激励力次之，活塞，激励力作用下的机体辐射噪声与前两者相比相对较弱；而配气机构各激励力中，凸轮轴承激励力作用下的机体辐射声功率总量最大，其次为气门落座激励力，气门摇臂激励力对机体辐射声功率总量的影响最小。

图14 各机构激励力作用下机体辐射声功率

通过对各激励力作用下的机体声功率级曲线和声强云图进行分析可以看出：各激励力作用下的峰值声功率级均出现在562.5 Hz附近，高声功率主要集中在500～1 350 Hz，且该频率段的高声强位置主要集中在缸盖和配气罩盖，高频段的高声强位置主要为曲轴箱罩盖。图15为主轴承激励力、凸轮轴承激励力和活塞激励力作用下的整机声功率曲线，该曲线反映了上述规律。因此可以判断，发动机辐射噪声的辐射规律主要由自身结构性质决定，激励力的大小主要影响辐射噪声的辐射量值。

图15 单激励力作用下机体声功率级

3.2 噪声源定位测试

为验证发动机机体上部是否为主要噪声源进行了噪声源隔离试验。如图16所示，将发动机机体上部用铅皮包裹，尽量减少上部分噪声对总噪声的影响。通过测试，得到测点A和测点B声压级曲线和频谱图。通过对声压级曲线进行分析发现，测点A峰值噪声降低约10.0 dB(A)，整机噪声降低约6.0 dB(A)；测点B峰值噪声降低约6.0 dB(A)，整机噪声降低约3.5 dB(A)。图17(a)，图17(b)分别为测点A和测点B对应的噪声频谱特性图，从图17可以看出，经铅皮包裹发动机上部后，整个频率段的噪声都有所降低。其中，低频段降低较明显，发动机左侧噪声较右侧降低明显，分析其原因主要在于左侧为链轮所在区域，链轮的运动对机体振动噪声会产生一定的影响。由此推断，发动机噪声主要来自于机体上部。

图16 铅皮包裹噪声试验

图17 测点频谱特性图

此外，引入声强测试方法对高噪声频段530～1 300 Hz进行噪声源定位。声源定位中，采用DEWsoft公司的DAQ系列数据采集系统及Microflown公司的P-U声强探头获取发动机怠速工况声强分布图。

通过测试，得到发动机在怠速工况指定频段对应的声强云图如图18所示。结果显示，该频段对应的声强峰值主要集中在发动机靠近缸盖位置以及曲轴箱和缸体连接处附近；而仿真计算结果显示，发动机高声强位置主要表现在缸体上部，以缸盖和配气罩盖为主，并且低频段这种表现尤为突出，二者呈现出较高的吻合度，说明仿真计算结果真实可靠。

图18 声强测试云图

4 结论

(1)建立了发动机机体有限元模型，并通过模态实验验证了有限元模型的可靠性。建立了发动机的动力学模型，对机体的主要激振力进行计算，并以其计算结果为边界条件计算得到发动机机体的表面振动响应。

(2)建立了发动机辐射噪声边界元计算模型，计算得到发动机机体表面振动辐射噪声。计算结果表明发动机辐射噪声的贡献主要集中在450～1 350 Hz频域内。

(3)通过发动机噪声频谱测试，测得发动机的主要辐射噪声频率在400～1 300 Hz范围内，这与仿真结果一致，验证了发动机辐射噪声计算方法的可行性，对发动机辐射噪声的控制具有指导意义。

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