李秋悅，盧熾華，王治文，吳海濤

(1.武漢理工大學 現(xiàn)代汽車零部件技術(shù)湖北省重點實驗室，湖北 武漢 430070；2.武漢理工大學 汽車零部件技術(shù)湖北省創(chuàng)新協(xié)同中心，湖北 武漢 430070；3.重慶車輛檢測研究院，重慶 404100； 4.歐源動力科技有限公司，湖北 武漢 4300704)

發(fā)動機是機動車輛的核心部件，也是機動車噪聲的主要噪聲源[1-2]。根據(jù)相關(guān)研究表明，在不同車輛的車外加速噪聲中，發(fā)動機噪聲占主要位置。而單缸汽油機多用于摩托車、割草機等工程機械，與汽車不同，摩托車沒有發(fā)動機艙室，發(fā)動機暴露在車體外，乘員和發(fā)動機均處于開放空間，少了一道隔音屏障。因此，其產(chǎn)生的噪聲大部分向外輻射，對乘員和周圍環(huán)境均會產(chǎn)生較大的影響?；谠撎匦裕趯δν熊囘M行降噪時，主要從噪聲源著手進行設計。

發(fā)動機的結(jié)構(gòu)輻射噪聲是整機噪聲的主要來源之一。發(fā)動機輻射噪聲預測可以在發(fā)動機設計階段對整機噪聲的預測和控制起指導意義，在設計初期從根源上控制整機噪聲，對縮短開發(fā)周期和減少開發(fā)成本有現(xiàn)實意義[3-6]。

以一單缸汽油機為研究對象，通過仿真分析和試驗分析相結(jié)合的方法，完成對其輻射噪聲水平、噪聲主要輻射面及噪聲主要貢獻激勵源等特性的研究。筆者采取的技術(shù)路線如圖1所示。采用多體動力學、有限元和邊界元相結(jié)合的方法對發(fā)動機表面輻射噪聲進行仿真預測[7-11]。采用多體動力學建立發(fā)動機整機動力學模型，獲得機體所受到的激勵力；以機體所受激勵力為邊界條件，采用有限元方法獲得機體表面振動參數(shù)；以機體表面振動參數(shù)為邊界條件，采用直接邊界元方法得到發(fā)動機輻射噪聲。

圖1 技術(shù)路線

1 發(fā)動機表面振動響應分析

1.1 有限元模型建立

所研究的對象為一直立式單缸汽油機，其機體結(jié)構(gòu)如圖2所示。該發(fā)動機主體部分主要包括鏈輪罩蓋、配氣罩蓋、缸蓋、缸體、缸套、左右曲軸箱蓋以及左右曲軸箱9個部分，分別與圖2中編號①～⑨的結(jié)構(gòu)相對應。

圖2 發(fā)動機機體結(jié)構(gòu)

筆者采用四面體單元對發(fā)動機機體進行網(wǎng)格劃分，機體有限元模型如圖3所示。對于缸套結(jié)構(gòu)，由于其結(jié)構(gòu)簡單，采用六面體單元進行網(wǎng)格劃分。通過自由模態(tài)計算和模態(tài)測試的數(shù)據(jù)對比，驗證了有限元模型的可靠性。機體自由模態(tài)分析結(jié)果與試驗模態(tài)分析結(jié)果如表1所示。

圖3 機體有限元模型

階次頻率計算模態(tài)/Hz試驗模態(tài)/Hz相對誤差/%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 多體動力學模型建立

發(fā)動機機體的三大激勵力主要包括曲軸主軸承激勵力、活塞敲擊力和配氣機構(gòu)激勵力。通過VALDYN軟件分別建立曲柄連桿機構(gòu)動力學模型、活塞連桿動力學模型和配氣機構(gòu)動力學模型，通過各機構(gòu)之間的耦合關(guān)系進而建立整機動力學模型，計算得到與發(fā)動機實際工作狀態(tài)更加符合的各機構(gòu)激勵力。并以其計算結(jié)果為邊界條件計算得到發(fā)動機機體表面振動響應。

2 發(fā)動機結(jié)構(gòu)輻射噪聲計算

2.1 聲學邊界元模型建立

在分析過程中，考慮到計算的經(jīng)濟性及準確性，選擇聲學邊界元的單元基本尺寸為10 mm。在建立聲學邊界元時，單元尺寸基本保持一致，最小單元尺寸不小于6 mm，最大單元尺寸不大于14 mm，得到邊界元模型如圖4所示。為了考察發(fā)動機機體各部分對輻射噪聲總量的貢獻量，分析過程中建立分區(qū)域邊界元模型，如圖5所示。該模型中包括配氣罩蓋、缸頭、缸體、左右曲軸箱及左右曲軸箱蓋。

圖4 發(fā)動機邊界元模型

圖5 發(fā)動機分區(qū)域邊界元模型

結(jié)構(gòu)振動產(chǎn)生噪聲，噪聲以聲波的形式向四周傳播，并被物體所接收。為了考察噪聲向周圍傳播時對各方向的影響程度，需要建立場點網(wǎng)格。場點相當于接收者或者試驗測試中的傳感器，可通過計算獲得場點的聲學物理量。筆者建立了如圖6所示的場點網(wǎng)格，其整體尺寸為1 000 mm×1 000 mm×1 000 mm，網(wǎng)格單元尺寸為25 mm。此外，在如圖7所示的缸頭左右2處位置建立聲壓級測量點，各點分別位于發(fā)動機外表面法向向外50 mm處。

圖6 邊界元場點網(wǎng)格模型

圖7 聲壓級測點位置

2.2 整機噪聲計算結(jié)果及分析

通過建立發(fā)動機整機動力學模型，計算得到發(fā)動機機體各點的振動速度級。此處將發(fā)動機表面各節(jié)點的振動速度級映射至如圖5所示的邊界元模型，并將其作為發(fā)動機表面輻射噪聲計算的邊界條件。以上述邊界元模型及其振動速度級作為邊界條件，采用直接邊界元法對發(fā)動機表面輻射噪聲進行計算，得到0～4 000 Hz頻域發(fā)動機表面輻射噪聲聲壓級、聲強級和聲功率級等物理參數(shù)。

圖8為A計權(quán)下0～4 000 Hz發(fā)動機整機表面輻射噪聲總聲功率曲線，從圖8中可以看出，該曲線具有低頻特性。曲線在562.5 Hz處聲功率存在一個明顯的峰值，峰值聲功率達到68.5 dB(A)左右。并且在450～1 350 Hz頻域內(nèi)聲功率值普遍較高。當頻率高于1 350 Hz時，聲功率值隨頻率的升高呈平緩降低的趨勢。因此可以推斷，該發(fā)動機輻射噪聲的貢獻主要集中在450～1 350 Hz頻域內(nèi)。

圖8 發(fā)動機輻射噪聲總聲功率級頻響曲線

2.3 發(fā)動機輻射噪聲試驗分析

采用頻譜分析法對怠速工況發(fā)動機工作噪聲頻譜特性進行識別，試驗在半消聲室中進行。測試方法參考GB/T1859-2000《往復式內(nèi)燃機輻射的空氣噪聲測量工程法及簡易法》和QC/T70-2014《摩托車和輕便摩托車發(fā)動機噪聲測量方法》；測點為上述測點A和測點B；數(shù)據(jù)采集設備為LMS SCARDS多功能數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)及Gras聲學麥克風，如圖9所示[12]。

圖9 頻譜測試儀

通過測試，得到發(fā)動機怠速工況下測點A和測點B聲壓級頻譜圖，如圖10所示。測點A在530～1 300 Hz范圍內(nèi)存在明顯的噪聲峰值，測點B在400～1 300 Hz范圍內(nèi)存在明顯的噪聲峰值。各點測試聲壓級與仿真分析的對比結(jié)果如圖11所示，從圖11中可以看出，聲壓級曲線呈現(xiàn)低頻特性，其在530～640 Hz頻域內(nèi)出現(xiàn)峰值，且測點A在530～1 300 Hz頻段內(nèi)聲壓級相對較高，而后隨頻率升高聲壓級逐漸降低。該結(jié)果與仿真結(jié)果吻合度較高，因此可認為仿真結(jié)果正確。

圖10 各測點聲壓級頻譜

圖11 各測點聲壓級曲線

3 噪聲源貢獻量分析

3.1 噪聲源定位分析

為考查發(fā)動機機體各區(qū)域?qū)φ麢C輻射噪聲的貢獻量，分別計算得出各區(qū)域所產(chǎn)生的聲功率。圖12(a)和圖12(b)分別為僅保留發(fā)動機上部分(缸體、缸蓋和配氣罩蓋)和下部分(曲軸箱及曲軸箱罩蓋)聲學邊界元所計算得出的聲功率級。從圖12可以看出，發(fā)動機上部分聲功率曲線在1 500 Hz以下與總聲功率曲線重合度較高，且其峰值聲功率級所在頻率及大小均與總聲功率級對應，說明發(fā)動機低頻高噪聲來源于機體上部分。發(fā)動機下部分聲功率級曲線在高頻與總聲功率級曲線重合度較高，說明高頻噪聲主要來自機體下部分。由于高頻段的聲功率幅值較小，因此，可初步將主要噪聲源定位于機體上部分。

圖12 發(fā)動機機體各部分聲功率級

為進行更加準確的噪聲源定位，采用如圖5所示的分區(qū)域邊界元模型進行發(fā)動機機體聲功率計算，得到各部分的聲功率大小如圖13所示。從圖13可以看出，缸蓋對機體輻射聲功率的總量貢獻較大，其次是右側(cè)曲軸箱蓋和配氣罩蓋，缸體和左右曲軸箱的聲功率相對較小。

圖13 發(fā)動機不同區(qū)域聲功率貢獻量

由于機體各部分的面積差異較大，各部分聲功率的大小并不能完全反應該部分的輻射噪聲強弱。為此，將各部分面積考慮在內(nèi)，計算得到各部分的輻射噪聲結(jié)果如表2所示。從表2可以看出，盡管缸蓋部分在輻射聲功率總量中占有很大的比例，由于其面積比較大，單位面積聲功率大小并不是最大；配氣罩蓋由于總面積較小，盡管總聲功率值相對較小，但單位面積聲功率值卻最大。此外，機體上部中，缸體部分的單位聲功率較小；機體下部分中，右側(cè)曲軸箱蓋單位聲功率較大。因此可以判斷，缸蓋和配氣罩蓋對總噪聲貢獻量較大，且主要貢獻于噪聲低頻部分，而高頻部分的噪聲主要來自右側(cè)曲軸箱蓋。

表2 機體各部分聲功率及其貢獻量

進一步從激勵力的角度對輻射噪聲貢獻量進行分析，分別將主軸承激勵力、活塞激勵力和配氣機構(gòu)激勵力(主要包括氣門落座激勵力、凸輪軸承激勵力和氣門搖臂銷激勵力)單獨作用于機體，得到各激勵力下發(fā)動機整機聲功率如圖14所示。從圖14可以看出，主軸承激勵力作用下的機體輻射聲功率總量最大，配氣機構(gòu)激勵力次之，活塞，激勵力作用下的機體輻射噪聲與前兩者相比相對較弱；而配氣機構(gòu)各激勵力中，凸輪軸承激勵力作用下的機體輻射聲功率總量最大，其次為氣門落座激勵力，氣門搖臂激勵力對機體輻射聲功率總量的影響最小。

圖14 各機構(gòu)激勵力作用下機體輻射聲功率

通過對各激勵力作用下的機體聲功率級曲線和聲強云圖進行分析可以看出：各激勵力作用下的峰值聲功率級均出現(xiàn)在562.5 Hz附近，高聲功率主要集中在500～1 350 Hz，且該頻率段的高聲強位置主要集中在缸蓋和配氣罩蓋，高頻段的高聲強位置主要為曲軸箱罩蓋。圖15為主軸承激勵力、凸輪軸承激勵力和活塞激勵力作用下的整機聲功率曲線，該曲線反映了上述規(guī)律。因此可以判斷，發(fā)動機輻射噪聲的輻射規(guī)律主要由自身結(jié)構(gòu)性質(zhì)決定，激勵力的大小主要影響輻射噪聲的輻射量值。

圖15 單激勵力作用下機體聲功率級

3.2 噪聲源定位測試

為驗證發(fā)動機機體上部是否為主要噪聲源進行了噪聲源隔離試驗。如圖16所示，將發(fā)動機機體上部用鉛皮包裹，盡量減少上部分噪聲對總噪聲的影響。通過測試，得到測點A和測點B聲壓級曲線和頻譜圖。通過對聲壓級曲線進行分析發(fā)現(xiàn)，測點A峰值噪聲降低約10.0 dB(A)，整機噪聲降低約6.0 dB(A)；測點B峰值噪聲降低約6.0 dB(A)，整機噪聲降低約3.5 dB(A)。圖17(a)，圖17(b)分別為測點A和測點B對應的噪聲頻譜特性圖，從圖17可以看出，經(jīng)鉛皮包裹發(fā)動機上部后，整個頻率段的噪聲都有所降低。其中，低頻段降低較明顯，發(fā)動機左側(cè)噪聲較右側(cè)降低明顯，分析其原因主要在于左側(cè)為鏈輪所在區(qū)域，鏈輪的運動對機體振動噪聲會產(chǎn)生一定的影響。由此推斷，發(fā)動機噪聲主要來自于機體上部。

圖16 鉛皮包裹噪聲試驗

圖17 測點頻譜特性圖

此外，引入聲強測試方法對高噪聲頻段530～1 300 Hz進行噪聲源定位。聲源定位中，采用DEWsoft公司的DAQ系列數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)及Microflown公司的P-U聲強探頭獲取發(fā)動機怠速工況聲強分布圖。

通過測試，得到發(fā)動機在怠速工況指定頻段對應的聲強云圖如圖18所示。結(jié)果顯示，該頻段對應的聲強峰值主要集中在發(fā)動機靠近缸蓋位置以及曲軸箱和缸體連接處附近；而仿真計算結(jié)果顯示，發(fā)動機高聲強位置主要表現(xiàn)在缸體上部，以缸蓋和配氣罩蓋為主，并且低頻段這種表現(xiàn)尤為突出，二者呈現(xiàn)出較高的吻合度，說明仿真計算結(jié)果真實可靠。

圖18 聲強測試云圖

4 結(jié)論

(1)建立了發(fā)動機機體有限元模型，并通過模態(tài)實驗驗證了有限元模型的可靠性。建立了發(fā)動機的動力學模型，對機體的主要激振力進行計算，并以其計算結(jié)果為邊界條件計算得到發(fā)動機機體的表面振動響應。

(2)建立了發(fā)動機輻射噪聲邊界元計算模型，計算得到發(fā)動機機體表面振動輻射噪聲。計算結(jié)果表明發(fā)動機輻射噪聲的貢獻主要集中在450～1 350 Hz頻域內(nèi)。

(3)通過發(fā)動機噪聲頻譜測試，測得發(fā)動機的主要輻射噪聲頻率在400～1 300 Hz范圍內(nèi)，這與仿真結(jié)果一致，驗證了發(fā)動機輻射噪聲計算方法的可行性，對發(fā)動機輻射噪聲的控制具有指導意義。

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