張慶輝，郝志勇，張煥宇，羅 樂

(浙江大學能源工程學系，杭州 310027)

柴油機缸蓋罩隔聲性能與透射噪聲

張慶輝，郝志勇，張煥宇，羅 樂

(浙江大學能源工程學系，杭州 310027)

以某柴油機缸蓋罩為例，研究了柴油機薄壁件的隔聲性能與透射噪聲．采用結(jié)構(gòu)-聲耦合分析法對柴油機缸蓋罩的隔聲量進行了計算，并通過隔聲性能試驗驗證了計算結(jié)果．設計了提取缸蓋罩內(nèi)部聲場聲壓級的四負載法試驗，并將結(jié)果施加到結(jié)構(gòu)-聲耦合計算模型中，計算了缸蓋罩在發(fā)動機1,000,r/min、2,000,r/min和3,400,r/min全負荷工況下的透射噪聲．研究發(fā)現(xiàn)，缸蓋罩透射聲功率主要分布在低頻及隔聲性能較差的高頻范圍；透射噪聲在柴油機薄壁件輻射噪聲中所占比重較大，對薄壁件輻射噪聲進行預測和聲學優(yōu)化時，不能忽略透射噪聲．

柴油機；缸蓋罩；隔聲量；透射噪聲

隨著社會的不斷進步，人們對汽車振動、噪聲和舒適性的要求越來越高．發(fā)動機的振動和噪聲直接影響到汽車的舒適性，因此，這方面的研究成為新的研究熱點[1]．研究表明，表面輻射噪聲是內(nèi)燃機的主要噪聲源之一，其中缸蓋罩、油底殼、正時罩等薄壁件面積大、剛度低，是其主要輻射源，其輻射噪聲占發(fā)動機輻射噪聲的 40%～60%[2-4]．因此，對薄壁件輻射噪聲的研究和優(yōu)化非常重要．目前，多體動力學、有限元/邊界元分析方法等現(xiàn)代設計理論已被廣泛應用于內(nèi)燃機薄壁件的NVH研究和優(yōu)化[5-6]；但這些方法往往只考慮了由振動激起的薄壁件輻射噪聲，忽略了內(nèi)部噪聲激起的透射噪聲．一般地，放置在聲傳播路徑上的擋板不能把全部聲音隔掉，有一部分聲波會透射過去[7]．同樣，缸蓋罩與缸蓋形成的內(nèi)部空間中的噪聲會透過缸蓋罩形成發(fā)動機噪聲．為了實現(xiàn)汽車輕量化，鎂、鋁等材料已廣泛應用于內(nèi)燃機中[8]，但研究表明，鎂、鋁等密度小的材料比鋼鐵材料隔聲性能差[9]，透射噪聲更應受到關注．蔡相儒等[10]通過聲強法分離出了發(fā)動機結(jié)構(gòu)件的透射噪聲和傳遞噪聲，但沒有對結(jié)構(gòu)件的隔聲性能進行研究；冷傳剛等[11]通過理論計算和有限元邊界元耦合計算了缸體在理想狀態(tài)下的透射傳遞損失，但沒有獲得實際情況下的入射聲場．

本文通過試驗和仿真方法研究了柴油機缸蓋罩的隔聲性能，設計了提取缸蓋罩內(nèi)部聲場聲壓的四負載法試驗，在此基礎上預測了缸蓋罩的透射噪聲，研究了透射噪聲對缸蓋罩總輻射噪聲的影響．

1 基本理論

缸蓋罩內(nèi)部噪聲入射到缸蓋罩內(nèi)壁，一部分被反射回去，一部分被缸蓋罩吸收，還有一部分透過缸蓋罩傳遞到外部聲場中與結(jié)構(gòu)噪聲耦合，稱為空氣傳播噪聲，即透射噪聲[9]．聲傳遞過程中會發(fā)生內(nèi)部聲場與缸蓋罩結(jié)構(gòu)的耦合、缸蓋罩結(jié)構(gòu)振動的傳播以及缸蓋罩結(jié)構(gòu)振動與外部聲場的耦合．內(nèi)部聲場與缸蓋罩結(jié)構(gòu)的耦合可以理解為結(jié)構(gòu)振動后輻射噪聲的逆過程，有些情況下可以產(chǎn)生有效的聲傳遞．因此，對缸蓋罩透射噪聲的研究顯得尤為重要．

結(jié)構(gòu)-聲耦合分析法[12-13]是常用的研究構(gòu)件透射噪聲的方法，它將結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的運動方程和聲場輻射的積分方程通過耦合系數(shù)矩陣聯(lián)系在一起．其基本原理可表示為

式中：M、C和 K分別為結(jié)構(gòu)的質(zhì)量矩陣、阻尼矩陣和剛度矩陣，結(jié)構(gòu)的動力學特性一般用固有模態(tài)來表示；u為結(jié)構(gòu)位移；ADC 和DAC 為耦合矩陣，分別反映了由于結(jié)構(gòu)振動對聲學解的影響和聲學介質(zhì)的存在對結(jié)構(gòu)振動的影響；aF和dF分別為聲學負載和作用在結(jié)構(gòu)上的機械負載；A為對稱矩陣；ω為圓頻率．

基于該理論可研究缸蓋罩的透射噪聲，進而研究缸蓋罩的隔聲性能．

隔聲量 R(dB)用來表示構(gòu)件本身固有的隔聲能力，其定義為

式中：Wi為入射到構(gòu)件一側(cè)的聲功率；Wo為透射到構(gòu)件另一側(cè)的聲功率．

2 缸蓋罩有限元建模及試驗驗證

2.1 有限元建模及驗證

在進行結(jié)構(gòu)-聲耦合仿真分析時，需要建立結(jié)構(gòu)的有限元模型，以獲取結(jié)構(gòu)的固有模態(tài)特征矩陣．因此，根據(jù)缸蓋罩的三維實體模型建立了有限元模型．該模型采用 10節(jié)點四面體，共包括36,251個單元和 71,356個節(jié)點，如圖 1所示．缸蓋罩材料為鑄鋁，密度為 2,700,kg/m3，彈性模量為 75,000,MPa，泊松比為 0.3．用 Lanczos算法求解特征值，計算結(jié)果如表1所示．

圖1 缸蓋罩有限元模型Fig.1 FE model of engine cover

為驗證所建有限元模型的準確性，進行了缸蓋罩的自由模態(tài)試驗．試驗采用單點激勵、多點響應的方法進行，并使用彈性繩懸吊缸蓋罩來模擬自由邊界條件．

有限元仿真計算得到的前10階模態(tài)頻率和由模態(tài)試驗得到的模態(tài)頻率如表1所示．

表1 缸蓋罩自由模態(tài)結(jié)果對比Tab.1 Free mode results comparison of engine cover

由表1可知，前10階模態(tài)頻率的計算值和試驗值相對誤差都在 10%以內(nèi)，而且大部分相對誤差在5%以內(nèi)．因此可認為缸蓋罩有限元模型是準確的，可以用于后續(xù)的仿真分析．

2.2 約束模態(tài)計算

實際上，缸蓋罩是通過3顆螺栓壓緊在發(fā)動機缸蓋上，其側(cè)邊底面與缸頭緊密接觸，因此，為了模擬實際約束情況，在有限元軟件中將缸蓋罩與缸蓋接觸面的關鍵節(jié)點約束 6個方向的自由度，得到 0～3,500,Hz的約束模態(tài)頻率如表2所示．

表2 缸蓋罩約束模態(tài)頻率Tab.2 Constrained mode frequency of engine cover

約束模態(tài)各階頻率相對于自由模態(tài)有很明顯的提高．發(fā)動機主要噪聲的能量分布在3,000,Hz以內(nèi)[14]，因此本文僅計算 3,000,Hz以內(nèi)的隔聲量和透射噪聲．從表 2可以看出，只有前 3階約束模態(tài)起作用．

3 缸蓋罩透射噪聲及隔聲性能的試驗與仿真

3.1 缸蓋罩透射噪聲試驗

設計的缸蓋罩透射噪聲研究試驗裝置如圖 2所示．缸蓋罩用螺栓固定在混響箱頂部安裝板上，安裝板固有頻率較高，不會與缸蓋罩產(chǎn)生共振；缸蓋罩與安裝板連接部位墊有橡膠密封條，確保接觸縫隙密封，且與在發(fā)動機上實際安裝條件相同．混響箱內(nèi)通過聲源產(chǎn)生擴散聲場，箱內(nèi)空間各點聲能密度均勻且各方向聲波相位隨機分布．混響箱內(nèi)壁堅硬光滑，且隨機分布有光滑的半球形反射面，促使聲波多次反射，達到聲能均勻分布；箱內(nèi)布置麥克風以測量箱內(nèi)的平均聲壓．測試系統(tǒng)置于半消聲室內(nèi)，用聲強法測量透射聲功率，測量點分布在缸蓋罩包絡網(wǎng)格上，網(wǎng)格大小為0.05,m×0.05,m．

透射聲功率為

根據(jù)式(3)計算出透射聲功率級，如圖 3所示，圖中縱坐標 Lp為入射聲壓級，LW為透射聲功率級.可以看出，在入射聲場的激勵下，缸蓋罩并未全部阻隔聲波的傳播，而是透射出一部分噪聲．發(fā)動機運轉(zhuǎn)時，透射噪聲必然對總輻射噪聲產(chǎn)生影響．因此，對發(fā)動機薄壁件的透射噪聲研究十分必要．透射噪聲的大小由入射聲波的特性和缸蓋罩的隔聲性能決定，本節(jié)首先對其隔聲性能進行研究．

圖2 透射噪聲試驗裝置Fig.2 Experimental setup of transmission noise

圖3 入射聲壓級與透射聲功率級曲線Fig.3 Curves of incident sound pressure level and transmission sound power level

式中：prms為混響側(cè)聲壓的均方根值；S為缸蓋罩內(nèi)表面的面積；ρ和c分別為空氣的密度和聲波在空氣中的傳播速度．

將入射聲功率和透射聲功率計算結(jié)果代入式(2)，可得到缸蓋罩隔聲量曲線．

3.2 缸蓋罩隔聲性能計算

發(fā)動機運轉(zhuǎn)過程中，缸蓋罩的透射噪聲不易從總輻射噪聲中分離出來，本文采用仿真計算的方法對其透射噪聲進行研究．建立缸蓋罩結(jié)構(gòu)-聲耦合計算模型得出隔聲量曲線，并同試驗值進行對比驗證，如圖4所示．透射側(cè)為缸蓋罩的結(jié)構(gòu)有限元模型、聲學網(wǎng)格和場點網(wǎng)格，并導入結(jié)構(gòu)約束模態(tài)作為邊界條件.聲學分析中，聲學網(wǎng)格尺寸小于 4～6倍聲波波長就可以得到較高的精度．入射側(cè)施加聲壓為 1,Pa的白噪聲混響聲場．為了避免入射聲波直接進入透射側(cè)，在入射側(cè)與透射側(cè)界面上施加剛性壁面，并將聲學網(wǎng)格與剛性壁面重疊的部分定義為透明單元，使得入射側(cè)聲波能夠進入缸蓋罩內(nèi)部．定義缸蓋罩結(jié)構(gòu)網(wǎng)格和聲學邊界元模型中聲場網(wǎng)格的接觸面為耦合面，進行結(jié)構(gòu)-聲耦合計算，頻率范圍為 0～3,000,Hz，計算出缸蓋罩在 1,Pa入射聲場時的透射聲功率．將結(jié)果代入式(2)計算出缸蓋罩隔聲量曲線．

圖4 結(jié)構(gòu)-聲耦合法計算模型Fig.4 Calculation model of structural-acoustic coupling method

缸蓋罩隔聲性能 1/3倍頻程試驗與仿真計算的對比曲線如圖5所示．其中縱坐標R代表隔聲量．從圖中可以看出，仿真值與試驗值在低頻與高頻范圍稍有偏差，造成誤差的原因是試驗時缸蓋罩與剛性安裝板間裝有橡膠密封墊，有減振的效果，與仿真計算時約束安裝面 6個方向自由度的邊界條件不一致．但總體來說兩條曲線吻合較好，說明結(jié)構(gòu)-聲耦合法研究缸蓋罩的隔聲性能是可信的，同時可將此方法用于研究缸蓋罩的透射噪聲．

圖5 缸蓋罩1/3倍頻程隔聲量對比曲線Fig.5 Curves of 1/3 octave of sound transmission loss of engine cover

從圖5仿真計算結(jié)果可以看出，缸蓋罩的隔聲量穩(wěn)定在 40,dB左右，且在 500,Hz以下的低頻范圍內(nèi)具有較高的隔聲量，當頻率高于2,000,Hz時，隔聲量有所下降．這是由于缸蓋罩約束模態(tài)頻率較高，其第1階約束模態(tài)達到了 1,606,Hz，在低頻范圍內(nèi)遠未達到共振頻率，使得缸蓋罩在聲學激勵下的響應較低，透射側(cè)的聲功率也相應較小，隔聲量較大．高頻時缸蓋罩約束模態(tài)比較密集，聲學激勵下容易產(chǎn)生共振，因此隔聲量下降．

4 缸蓋罩透射噪聲

缸蓋罩輻射噪聲的激勵主要來自于以下 3個方面：①缸內(nèi)氣體的壓力波動通過機體、缸蓋激起缸蓋罩振動；②氣門打開和關閉時拍擊等引起的機械振動激勵通過缸蓋傳遞給缸蓋罩[16]；③缸蓋罩與缸頭形成的內(nèi)部空間中空氣噪聲與缸蓋罩內(nèi)壁相互作用，透過缸蓋罩向外輻射．因此，內(nèi)部噪聲是缸蓋罩輻射噪聲的激勵源之一，有必要對透射噪聲進行研究．

4.1 缸蓋罩內(nèi)部聲壓提取試驗

經(jīng)實踐發(fā)現(xiàn)，缸蓋罩與缸蓋形成的內(nèi)部空間的噪聲聲壓級較大，超出傳感器量程，且由于高溫、機油飛濺等原因，不能直接測量其聲壓級，因此設計了提取內(nèi)部聲源的四負載法[17-18]試驗．四負載法是常用的聲源提取方法，它操作簡單且具有較高的精度，只需測量安裝4種不同聲學負載下管外一點聲壓值，就可提取聲源．其原理如圖6所示．

圖6 四負載法原理Fig.6 Illustration of principle of four load method

用 ps和 Zs分別表示聲源聲壓和阻抗，Zl表示X=0處的聲學負載，則X=0處的聲壓值為

4個負載寫成

用式(6)中的 3個式子依次相除，可以得到 3個比例因子，即

通過三維仿真方法計算負載在 X=0處和 F點處的傳遞函數(shù)，將F點處的聲壓轉(zhuǎn)換成X=0處的聲壓．轉(zhuǎn)換后αm為已知量，式(7)可寫成 3個等式，即可解得聲源特性．

如圖7(a)所示，長度分別為 30,cm和60,cm、直徑48,mm的細管與長度66,cm、直徑70,mm的粗管組成 4種聲學負載．試驗時，將負載一端與缸蓋罩機油孔連接并密封連接縫隙，麥克風布置在距管口中心5,cm、與管軸線成45°角的位置，如圖7(b)所示．

分 別 測 量 發(fā) 動 機 運 行 在 1,000,r/min、2,000,r/min(最大扭矩工況)和3,400,r/min(標況)全負荷工況下管口的聲壓，根據(jù)四負載法原理得到聲源聲壓級．1,000,r/min、2,000,r/min和3,400,r/min轉(zhuǎn)速下聲源總聲壓級分別為 134.7,dB、149.6,dB和 143.7,dB，其頻譜如圖 8所示．由于缸蓋罩內(nèi)部空間較小，可將其視作混響聲場，則計算所得聲源聲壓可代表混響聲場的聲壓．

圖7 四負載法聲源提取試驗Fig.7 Experiment of extracting sound source with four load method

圖8 缸蓋罩內(nèi)部聲壓級頻譜曲線Fig.8 Spectrum curves of interior sound pressure level of engine cover

從圖8可以看出，1,000,r/min時缸蓋罩內(nèi)部聲壓級低于其他兩個轉(zhuǎn)速，而 2,000,r/min時內(nèi)部聲壓級高于3,400,r/min；在0～500,Hz低頻段缸蓋罩內(nèi)部聲壓級都比較高，且 1,000,r/min、2,000,r/min 和3,400,r/min分別在32,Hz、64,Hz和112,Hz有一個較高的峰值，正好對應相應轉(zhuǎn)速下的2階次頻率．

4.2 缸蓋罩透射噪聲計算

將上述提取的缸蓋罩內(nèi)部聲場聲壓值作為入射聲場施加到結(jié)構(gòu)-聲耦合法計算模型中，計算得到缸蓋罩在1,000,r/min、2,000,r/min和3,400,r/min工況下透射聲功率，其聲功率級頻譜如圖 9所示，總透射聲功率級見表3．表 3中，LW,o為透射聲功率級，LW,r為總輻射聲功率級，wo為透射聲能，wr為總輻射聲能．

圖9 缸蓋罩透射聲功率級頻譜曲線Fig.9 Spectrum curves of transmission sound power level of engine cover

表3 缸蓋罩總輻射聲功率級與透射聲功率級Tab.3 Acoustic power levels of total radiation noise and transmission noise of engine cover

從圖9可以看出，透射聲功率級隨頻率變化的趨勢與圖8中內(nèi)部聲壓級非常相似，透射聲功率級與內(nèi)部聲壓級有密切的關系．在0～500,Hz的低頻范圍內(nèi)透射聲功率級較高，且都有 1個峰值，峰值頻率與內(nèi)部聲壓級相同，與相應轉(zhuǎn)速下 2階次頻率對應．在2,400～2,800,Hz的高頻范圍透射聲功率級有所升高，這是由于高頻隔聲量較低造成的．可以看出，雖然缸蓋罩具有較高的隔聲量，但還不足以有效降低內(nèi)部噪聲的透射．

缸蓋罩總輻射噪聲是振動激勵和內(nèi)部空氣噪聲激勵耦合作用的結(jié)果，二者通過缸蓋罩表面振動輻射噪聲．因此，總輻射聲功率可以通過表面振動速度法計算[13]，即

式中：ρ0,c0為聲輻射阻抗；Sv為振動表面積；為振動平均速度均方值；σrad為聲輻射效率．

缸蓋罩表面振動速度由試驗測得，10個測點均勻分布在缸蓋罩表面，分別測量缸蓋罩 1,000,r/min、2,000,r/min和 3,400,r/min全負荷工況下表面振動速度．通過式(8)計算出缸蓋罩 3個工況下的總輻射聲功率，相應的聲功率級如表3所示．

由表3可以看到，2,000,r/min的透射聲功率級比3,400,r/min大，這是因為 2,000,r/min時較高的內(nèi)部聲壓級造成的．1,000,r/min和 2,000,r/min中低轉(zhuǎn)速時透射聲能占總輻射聲能的比重很大，分別達到了35.7%和42.0%，3,400,r/min時也占到了5.5%．因此，透射噪聲在缸蓋罩輻射噪聲中占有重要的地位，對缸蓋罩輻射噪聲預測和聲學優(yōu)化時，不能忽略透射噪聲的影響．

5 結(jié) 論

(1) 通過試驗和仿真的方法獲得了缸蓋罩的隔聲量曲線，發(fā)現(xiàn)缸蓋罩隔聲量在 40,dB左右，低頻時隔聲性能較好，而高頻時隔聲性能較差；另外，通過試驗值與計算值的對比發(fā)現(xiàn)，結(jié)構(gòu)聲耦合法應用于發(fā)動機薄壁件隔聲性能預測和透射噪聲研究是可行的.

(2) 采用四負載法試驗獲取了發(fā)動機缸蓋罩與缸蓋形成的內(nèi)部空間聲場的總聲壓級及其頻譜曲線.

(3) 將內(nèi)部聲場聲壓級頻譜作為入射聲場計算缸蓋罩透射噪聲，發(fā)現(xiàn)缸蓋罩透射聲功率主要分布在500,Hz以下的低頻范圍，同時在 2,400～ 2,800,Hz隔聲性能較差的高頻范圍也較突出．

(4) 為發(fā)動機薄壁件透射噪聲的預測和優(yōu)化提供了有價值的參考依據(jù)．通過研究發(fā)現(xiàn)透射噪聲在中低轉(zhuǎn)速工況下所占比例較大，因此，在薄壁件輻射噪聲預測和優(yōu)化時，不能忽視透射噪聲的影響．

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(責任編輯：金順愛)

Sound Insulation Performance and Transmission Noise of Engine Covers of Diesel Engine

Zhang Qinghui，Hao Zhiyong，Zhang Huanyu，Luo Le
(Department of Energy Engineering，Zhejiang University，Hangzhou 310027，China)

The sound insulation performance and the transmission noise of thin-walled components of diesel engines were studied by taking the engine cover of a certain diesel engine for example. The sound transmission loss of engine covers of diesel engine was predicted with structural-acoustic coupling method. A sound insulation performance experiment was conducted and its result was compared with the simulation results and they matched very well. An experiment with four load method was designed to get the interior sound pressure and the experimental result was used in structural-acoustic coupling simulation model. The transmission noise at 1 000,r/min，2 000,r/min and 3 400,r/min full load condition was calculated. And the results show that transmission sound power distributes in the low frequency and the high frequency in which sound insulation performance is poor. The percentage of transmission sound energy in total radiation sound energy is high and we can’t ignore the transmission noise when we predict acoustic performance of thin-walled parts of the engine and optimize its acoustical performance.

diesel engine；engine cover；sound transmission loss；transmission noise

U263.14

：A

：0493-2137(2014)09-0796-07

DOI 10.11784/tdxbz201305052

2013-05-22；

2013-07-15.

“十二五”國家科技支撐計劃重點資助項目(2011BAE22B05)．

張慶輝（1988— ），男，博士研究生，zqh820@zju.edu.cn.

郝志勇，haozy@zju.edu.cn.

時間：2013-09-05.

http：//www.cnki.net/kcms/detail/12.1127.N.20130905.1513.002.html.