沈 聰，李舜酩，潘高元，譚延崢

（南京航空航天大學(xué) 能源與動力學(xué)院，南京 210016）

發(fā)動機(jī)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(fā)動機(jī)上的薄壁部件（缸蓋罩、油底殼等）產(chǎn)生的噪聲約占整機(jī)表面輻射噪聲的40%～60%，其往往是發(fā)動機(jī)的主要輻射噪聲源[1–3]。因此，對缸蓋罩這類薄壁件進(jìn)行減振降噪研究，對發(fā)動機(jī)整機(jī)的噪聲水平改善有著重要意義。

目前以計(jì)算機(jī)技術(shù)為基礎(chǔ)，運(yùn)用有限元、邊界元方法的仿真技術(shù)已經(jīng)在發(fā)動機(jī)振動噪聲預(yù)測以及結(jié)構(gòu)改進(jìn)優(yōu)化方面有了廣泛的應(yīng)用[4–5]。如Shung H.Sung等對發(fā)動機(jī)的振動和噪聲輻射進(jìn)行了預(yù)測研究，通過改進(jìn)發(fā)動機(jī)的局部結(jié)構(gòu)與裝配方法降低了發(fā)動機(jī)整體的噪聲水平[6]。王文平等采用有限元和邊界元聯(lián)合的方法對變速器箱體的輻射噪聲進(jìn)行了研究，提出對箱體結(jié)構(gòu)加筋處理有效地抑制了輻射噪聲[7]。Kazuhide OHTA等對發(fā)動機(jī)缸體與旋轉(zhuǎn)曲軸和齒輪傳動軸耦合的振動響應(yīng)和輻射噪聲進(jìn)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(shù)的應(yīng)用對于產(chǎn)品開發(fā)周期的減少、開發(fā)成本的降低有著顯著的作用。

本文以某型6缸柴油機(jī)缸蓋罩作為研究對象，應(yīng)用有限元、邊界元相結(jié)合的方法，在發(fā)動機(jī)的開發(fā)階段對其噪聲進(jìn)行預(yù)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(tài)分析

1.1 模態(tài)理論基礎(chǔ)

對于缸蓋罩這樣一個線性多自由度系統(tǒng)，其動力學(xué)平衡方程可表示為

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

將系統(tǒng)的物理坐標(biāo)轉(zhuǎn)換成模態(tài)坐標(biāo)以對系統(tǒng)進(jìn)行解耦運(yùn)算，它們有如下關(guān)系

式中ψ為固有振型矩陣；q(t)為模態(tài)坐標(biāo)。利用固有振型加權(quán)正交性，可將(2)式轉(zhuǎn)變?yōu)?/p>

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(jīng)濟(jì)效益和進(jìn)度管理是密切相關(guān)的，在進(jìn)行電氣施工準(zhǔn)備的過程中，一定要對預(yù)留管線進(jìn)行管理，保證在規(guī)定時間內(nèi)完成相關(guān)的操作，防止出現(xiàn)超時的情況，其次在，工程機(jī)械主體完工之后需要將工程機(jī)械電氣進(jìn)行妥善安排，盡量保證相關(guān)的銜接程序，避免耽誤時間的情況的出現(xiàn)，對電氣施工的進(jìn)度產(chǎn)生重大影響，其三，在進(jìn)行工程機(jī)械裝修的過程中，一定要保證裝修工作與電氣施工進(jìn)行結(jié)合，確保電氣是否能夠順利的進(jìn)行，第四，在電氣進(jìn)度管理的過程中，一定要編制相應(yīng)的計(jì)劃書，合理的對相關(guān)的步驟進(jìn)行分解，根據(jù)周、月的時間計(jì)劃對施工工程進(jìn)行落實(shí)。

表1 缸蓋罩的材料參數(shù)

由于模型結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，用Hypermesh軟件劃分有限元網(wǎng)格前，先對其模型進(jìn)行簡化：去除對結(jié)構(gòu)影響較小的特征，例如小尺寸孔、倒角、凸臺等。憑借以往經(jīng)驗(yàn)并參考相關(guān)文獻(xiàn)資料[9]，最終選擇采用2階四面體網(wǎng)格來劃分，單元類型為solid85，尺寸單元為4 mm。網(wǎng)格劃分后的有限元模型如圖2所示，節(jié)點(diǎn)數(shù)48 730個，單元數(shù)150 471個。

1.3 模態(tài)計(jì)算結(jié)果

缸蓋罩的模態(tài)分析采用蘭索斯法對其固有模態(tài)和約束模態(tài)進(jìn)行分析。將適配好的有限元網(wǎng)格模型導(dǎo)入ANSYS Workbench，并賦予材料屬性，計(jì)算所得除剛體模態(tài)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(tài)，將缸蓋罩上與缸蓋連接的所有螺栓孔設(shè)為固定約束，計(jì)算所得約束狀態(tài)下的前8階模態(tài)頻率如表3所示。

表3 缸蓋罩的約束模態(tài)頻率

從中可以發(fā)現(xiàn)：缸蓋罩約束模態(tài)頻率集中在中高頻段；而自由狀態(tài)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(chǎn)生的力所激發(fā)。

2 缸蓋罩的瞬態(tài)響應(yīng)分析

在實(shí)際工作時，缸蓋罩受到發(fā)動機(jī)缸蓋上傳來的隨時間變化的交變載荷?？紤]到實(shí)驗(yàn)成本問題，本文從整機(jī)標(biāo)準(zhǔn)工況（轉(zhuǎn)速2 200 r/min）下計(jì)算得到的瞬態(tài)運(yùn)動響應(yīng)中，提取了缸蓋罩與缸蓋連接的17個螺栓孔處節(jié)點(diǎn)在兩個周期內(nèi)的位移時間歷程曲線。為模擬螺栓預(yù)緊后的裝配狀態(tài)，在缸蓋罩每個螺栓孔中心創(chuàng)建一個REB2單元節(jié)點(diǎn)，并將提取的位移邊界條件作用在中心節(jié)點(diǎn)上，以切合工程實(shí)際中的孔周圍單元隨螺栓一起運(yùn)動變形的形式，從而進(jìn)行瞬態(tài)響應(yīng)分析以預(yù)測缸蓋罩在實(shí)際工作情況下的響應(yīng)。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(guān)系，故對其表面振動速度進(jìn)行分析。計(jì)算結(jié)果表明：當(dāng)發(fā)動機(jī)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(dá)到最大值115.78 mm/s，此時刻的速度響應(yīng)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(yīng)圖

3 缸蓋罩輻射噪聲預(yù)測

對于確定的聲源空間各處的聲壓級和聲強(qiáng)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(qiáng)度，故采用聲功率作為缸蓋罩的噪聲輻射的評價指標(biāo)[11]。缸蓋罩的輻射聲功率可以通過表面振動速度法計(jì)算，即

式中W為輻射聲功率；Lw(A)為A計(jì)權(quán)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(zhǔn)聲功率；Δ為A計(jì)權(quán)衰減量。

3.1 聲學(xué)預(yù)測預(yù)處理

為減少計(jì)算規(guī)模，在計(jì)算前需將經(jīng)封閉處理后的表面進(jìn)行網(wǎng)格粗化處理。研究表明[12]：當(dāng)邊界網(wǎng)格尺寸小于計(jì)算的最高頻率聲波波長的1/6～1/4時，就可以保證聲學(xué)計(jì)算結(jié)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(wǎng)格。為模擬缸蓋罩安裝狀態(tài)下的半自由場，在安裝面處設(shè)置了一個障板；同時還定義了一個符合ISO聲功率測試標(biāo)準(zhǔn)的場點(diǎn)以獲取邊界元外部的聲學(xué)信息，如圖5所示。

圖5 邊界元網(wǎng)格、障板及ISO場點(diǎn)圖

3.2 聲學(xué)預(yù)測結(jié)果

缸蓋罩虛擬預(yù)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(yīng)的頻率為460 Hz，此時聲功率級達(dá)到了96.9 dB(A)；其他幾處峰值均在80 dB(A)左右；計(jì)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(tài)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(fā)現(xiàn)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(cè)中間區(qū)域，即從其右側(cè)數(shù)第二個氣缸對應(yīng)上方的區(qū)域響應(yīng)特別突出，從而導(dǎo)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(guān)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(jié)構(gòu)外表面直接向外輻射，綜合瞬態(tài)響應(yīng)和噪聲預(yù)測分析結(jié)果，針對缸蓋罩頂面振動響應(yīng)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(jié)構(gòu)修改前后局部放大的模型如圖8所示。

在網(wǎng)格大小、邊界條件一致的情況下，對缸蓋罩改進(jìn)前后的模態(tài)、瞬態(tài)響應(yīng)、聲學(xué)響應(yīng)進(jìn)行對比分析。

4.1 改進(jìn)前后固有模態(tài)對比

缸蓋罩結(jié)構(gòu)改進(jìn)后的前6階固有頻率較改進(jìn)前變化不大，不會引起結(jié)構(gòu)共振，如表4所示。

4.2 改進(jìn)前后瞬態(tài)速度響應(yīng)對比

圖8 缸蓋罩結(jié)構(gòu)改進(jìn)前后對比

瞬態(tài)響應(yīng)計(jì)算結(jié)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(yīng)突出區(qū)域內(nèi)某一節(jié)點(diǎn)，其改進(jìn)前后一個周期內(nèi)的速度時間響應(yīng)曲線如圖9所示。從中可以發(fā)現(xiàn)以某節(jié)點(diǎn)為代表，改進(jìn)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(jìn)前后某節(jié)點(diǎn)的速度時間響應(yīng)曲線

表4 改進(jìn)前后缸蓋罩固有頻率對比

4.3 改進(jìn)前后輻射噪聲對比

圖10所示為缸蓋罩改進(jìn)前后的聲功率曲線，從中可以發(fā)現(xiàn)460 Hz下的峰值明顯降低，且中高頻段各頻率所對應(yīng)的聲功率級都有明顯減小。經(jīng)計(jì)算其總聲功率由改進(jìn)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(jié)果的觀察和分析，可以認(rèn)為局部加厚的優(yōu)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(jié)語

（1）通過瞬態(tài)響應(yīng)計(jì)算和聲學(xué)計(jì)算得出的缸蓋罩表面振動和輻射噪聲預(yù)測結(jié)果表明，缸蓋罩頂面局部區(qū)域具有較大的振動響應(yīng)，其振動速度最大值達(dá)到115.78 mm/s，是噪聲的主要輻射部位。

圖10 缸蓋罩改進(jìn)前后聲功率級對比

（2）在對缸蓋罩結(jié)構(gòu)進(jìn)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(jìn)前的100.48 dB(A)降為改進(jìn)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(xiàn)最大值處增加材料厚度，以此增大缸蓋罩的局部剛度，進(jìn)而使缸蓋罩振動響應(yīng)減小并達(dá)到降噪的目的。計(jì)算結(jié)果表明此方法降噪效果明顯，為今后低噪聲發(fā)動機(jī)缸蓋罩的設(shè)計(jì)與改進(jìn)提供了參考。

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