周志峰，樊士貢, ，蔡憶昔，羅福強

(1. 安徽全柴動力股份有限公司，安徽 滁州 239500；2. 江蘇大學 汽車與交通工程學院，江蘇 鎮(zhèn)江 212013)

研究表明，表面輻射噪聲是內燃機的主要噪聲源之一，其中缸蓋罩、油底殼和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%[1]．對于薄壁件的結構優(yōu)化手段主要包括改變結構剛度、質量分配以及模態(tài)阻尼結構．在設計初期通過合理設計結構剛度、質量分配使結構的固有頻率移向不易振動的區(qū)域[2]．在結構設計已經(jīng)基本成型的情況下，可以通過在薄壁板件上合理地布置阻尼材料來消耗板件的振動能量，從而減小板件的振動噪聲．

目前，國內外學者對阻尼板的振動噪聲衰減特 性[3-5]以及局部敷設最佳位置、類型、厚度以及輕量化設計[6-7]已經(jīng)有很全面研究．在汽車領域，由于其適用頻率寬、敷設簡單和價格低廉的優(yōu)點，阻尼材料在車身降噪方面得到廣泛的應用[8]，但是在內燃機薄壁件上研究應用卻較少．內燃機薄壁件所受激勵能量相對更高，運行工況以及振動頻率較為復雜，且表面工作溫度較高，阻尼系數(shù)也會隨著環(huán)境溫度的升高而降低[9]，此外由于人耳聽閾的遮蔽效應，在內燃機燃燒噪聲的干擾下，很難直接主觀感受出阻尼材料對于薄壁件的降噪效果，眾多原因導致阻尼材料在內燃機薄壁件上的應用困難重重．隨著人們對于乘坐舒適性要求的提高，內燃機薄壁件的輻射噪聲控制也更加嚴格，近年來阻尼材料在內燃機甚至單體泵等機器上的應用引起學者的關注．Oosting等[10]曾對V6發(fā)動機鑄鋁前蓋板進行過敷設阻尼的對比試驗．梁興雨等[11]對阻尼薄壁件降噪機理進行了研究．向建華 等[12]基于模態(tài)應變能法研究了內燃機箱體部分覆蓋阻尼層技術，為阻尼層的敷設提供了依據(jù)．Zhang 等[13]對經(jīng)過自由阻尼材料處理過的軸向柱塞泵進行降噪研究，該研究表明自由阻尼材料在液壓活塞泵中有潛在應用的可行性．閆超群等[14]分析了油底殼貼敷阻尼材料的減振降噪效果，其成果在大功率發(fā)動機的低噪聲設計中得到應用．目前發(fā)動機薄壁件的優(yōu)化主要是通過計算機輔助工程(CAE)在設計初期進行合理的設計，在結構設計基本成型的情況下，通過外部敷設阻尼或者改變質量分布等方法可以進一步降低輻射噪聲．對民用小功率發(fā)動機而言，由于要考慮經(jīng)濟性，而阻尼材料在小功率發(fā)動機上的研究與應用很少，其降噪效果是否值得應用還需進一步驗證．

基于此，筆者提出了相關的試驗與評價方法，通過敷設阻尼以及改變質量分布，針對小功率柴油機在臺架上進行了對比試驗，從噪聲頻譜與聲品質對其降噪效果進行了分析與評價．

1 阻尼材料對發(fā)動機薄壁件降噪機理

黏彈性阻尼材料主要由高分子聚合物組成，受外部負荷時，材料內部的分子鏈發(fā)生拉伸和扭曲等變形時會出現(xiàn)相對滑移和扭轉，外部負荷解除后，部分分子鏈的變形恢復原狀從而表現(xiàn)為彈性，而另一部分分子鏈的變形則不能完全恢復則表現(xiàn)出黏性．在結構振動時，黏彈性材料內部的分子鏈需要克服內摩擦阻尼做功，從而導致應力、應變之間存在相位差，振動能量由于材料的黏性效應轉化為熱能耗散，進而達到減振降噪的效果[15]．阻尼材料對發(fā)動機薄壁件的降噪主要是抑制薄壁件受迫振動產生的噪聲和衰減部分缸內燃燒輻射出的穿透噪聲．

2 試驗裝置與方案

2.1 試驗對象及安裝要求

發(fā)動機安裝于標準的半消聲實驗室中，背景噪聲為25dB，環(huán)境氣壓為100.5kPa，氣溫為20℃，濕度為50%．其附件包括發(fā)電機、中冷器、空氣濾清器、變速器和轉向泵等，并與基座以彈性支撐連接．該發(fā)動機為直列4缸四沖程、增壓中冷柴油機，主要技術參數(shù)如表1所示．

表1 發(fā)動機技術參數(shù) Tab.1 Engine specifications

2.2 試驗方案和測點布置

試驗測試所選擇的發(fā)動機薄壁件包括缸蓋罩以及正時蓋罩，發(fā)動機測試工況為100s從怠速(800r/min)至標定轉速(3200r/min)的全負荷加速過程．對氣缸蓋分別進行了敷設阻尼材料以及增加質量塊處理，分別如圖1a與圖1c所示．質量塊按照圖1c中黃色矩形框標示位置布置，其材料為鐵塊，每個質量約為300g，通過膠粘的方式固定在氣缸蓋上．正時齒輪蓋罩敷設阻尼材料如圖1b所示．氣缸蓋材料為鋁合金，正時蓋罩為塑料蓋板．

試驗主要測量近場噪聲與表面振動加速度，并通過近場噪聲計算出響度、尖銳度與粗糙度進行對比分析．響度按照Zwicker法(ISO532B)計算得出，尖銳度計算按照Zwicker法DIN45692計算得到．所采用儀器設備的型號、制造廠和性能指標如表2所示．麥克風布置于發(fā)動機頂端及前端分別對應于氣缸蓋與正時蓋罩．發(fā)動機頂部布置距離氣缸蓋垂直距離為15cm，如圖2a紅圈標示位置．發(fā)動機前端麥克風布置于近場垂直距離前蓋板為15cm，如圖2b紅圈標示位置所示．單向振動加速度傳感器布置于氣缸蓋上如圖1c中紅圈標示位置．用于分析氣缸蓋增加質量塊后的振動影響．所有設備連接方式見圖3．

圖1 試驗對象與方案 Fig.1 Test object and scheme

表2 測試系統(tǒng)主要設備 Tab.2 Main equipment of test system

圖2 麥克風位置 Fig.2 Location of microphones

圖3 測試設備連接方式 Fig.3 Schematic of the experiment set-up

3 試驗結果

3.1 質量對發(fā)動機薄壁件影響分析

質量表示物體保持其原始的靜止或運動狀態(tài)的慣性，力促使靜止或者運動狀態(tài)發(fā)生變化，質量阻止這種變化．圖4a為發(fā)動機加速工況氣缸蓋原狀態(tài)表面振動圖譜．在1.36kHz頻段存在明顯共振帶，對應 著該鋁合金氣缸蓋罩的固有頻率．在中高轉速、2.5～3.0kHz頻段也存在較高振動能量．在增加質量塊后的結果如圖4b所示，原1.36kHz的共振頻帶降低至1.06kHz頻段，而2.5～3.5kHz頻段振動大幅降低，振動能量前移至2.5kHz頻段以下．增加質量塊后，振動頻率降低，低頻振動更加密集，中高頻振動大幅降低．對于發(fā)動機薄壁件的線性多自由度系統(tǒng)，其動力學平衡方程[2]為

圖4 氣缸蓋原狀態(tài)與加質量塊表面振動頻譜 Fig.4 Vibration spectrum of cylinder head coverin original and added mass state

圖5 氣缸蓋原狀態(tài)與加質量塊近場噪聲頻譜 Fig.5 Near-field noise spectrum of cylinder head coverin original and added mass state

圖6為表面振動加速度以及近場噪聲對比，質量增加后，氣缸蓋表面振動加速度在各轉速都明顯降低，且轉速越高振動加速度降低幅值越大(800r/min降低了5m/s2，3200r/min降低了10m/s2)．但是近場噪聲在各轉速都沒有明顯變化．這主要是由于增加質量主要影響節(jié)點的加速度向量(t)，然而輻射的聲功率卻主要與輻射表面法向振動速度有關，其關系如式(2)所示[17]．

圖6 氣缸蓋原狀態(tài)與加質量表面振動加速度和近場噪聲 Fig.6 Overall level of vibration acceleration and nearfield noise of cylinder head cover in original and added mass state

式中：Wrad為聲功率；c0ρ為聲輻射阻抗；S為噪聲輻射表面積；為噪聲輻射表面法向振動速度的平方對時間及振動表面的平均值；σ為輻射效率．當聲輻射阻抗c0ρ、噪聲輻射表面積S以及σ輻射效率一定時，降低可以有效降低部件的聲功率級．雖然增加質量塊可以降低表面振動加速度以及固有頻率，但對噪聲輻射表面法向振動速度影響較小，因而增加質 量塊并不能降低輻射表面的聲功率．當然由于噪聲頻率成分的變化，聲品質也會有所變化．要想降低輻射表面的噪聲能量則需要降低節(jié)點的速度向量(t) ，根據(jù)式(1)所示的線性多自由度系統(tǒng)的動力學方程，以通過改變薄壁件的阻尼矩陣C來降低表面振動速度以達到降低輻射噪聲的目的．

3.2 阻尼對發(fā)動機薄壁件影響分析

阻尼是指搖蕩系統(tǒng)或振動系統(tǒng)受到阻滯使能量隨時間而耗散的物理現(xiàn)象．當一個力使某個結構進入運動狀態(tài)，該結構就會具有減緩運動速度的固有機制，這個降低運動速度的性質稱為阻尼．試驗在發(fā)動機的氣缸蓋以及正時蓋罩上蓋敷設了阻尼材料，阻尼材料為丁基橡膠與合成高分子材料，并在阻尼層外側復合了一層薄鋁金屬板．圖7和圖8分別為氣缸蓋與正時蓋罩敷設阻尼材料前、后的近場噪聲對比結果．圖7a為氣缸蓋原狀態(tài)近場噪聲，1.36kHz存在明顯的噪聲共振帶．這是由于薄壁件阻尼小，受到激勵容易產生鼓動振型，而該振型聲輻射效率很高，因而產生了噪聲共振帶．敷設阻尼材料后如圖7b所示，1.36kHz共振帶消除，且3.5～5.0kHz噪聲也有所降低．這是由于敷設阻尼后，一方面阻尼材料抑制了1.36kHz缸蓋罩薄壁件的鼓動振型，使得噪聲共振帶消除；另一方面由于阻尼作用，一部分振動能量轉變?yōu)闊崮?，?.5～5.0kHz振動和噪聲降低．圖8為正時蓋罩敷設阻尼材料對比結果，正時蓋罩為塑料材質，圖8a所示的正時蓋罩剛度與阻尼都相對較低，其表面輻射噪聲有很多的共振帶，最為明顯的包括1.23kHz及4.40kHz頻段．圖8b所示敷設阻尼材料后，主要的共振帶都基本消除，各頻段都有明顯降低．因此，對發(fā)動機薄壁件敷設阻尼材料是一種很好的寬帶振動噪聲控制措施，其對低頻、中頻和高頻范圍內的噪聲都有一定的抑制，尤其對于結構固有頻率所對應的噪聲共振帶有較為明顯的削弱．

圖7 氣缸蓋原狀態(tài)與敷設阻尼材料近場噪聲對比 Fig.7 Comparison of the near-field noise between laying damping materials and original state for cylinder head cover

圖8 正時蓋罩原狀態(tài)與敷設阻尼材料近場噪聲對比 Fig.8 Comparison of the near-field noise between laying damping materials and original state for timing gear chamber

3.3 聲品質影響分析

聲音常見的客觀評價參數(shù)主要有響度、尖銳度、粗糙度、抖動度和語義清晰度等．人對噪聲主觀偏好度的評價主要通過成對比較法打分得到．通過線性回歸方程或者神經(jīng)網(wǎng)絡等可以將客觀噪聲參數(shù)與主觀噪聲評價建立起聯(lián)系．綜合近幾年學者建立的主觀評價與客觀評價參數(shù)關系模型[18]，對于發(fā)動機噪聲，響度是最影響主觀感受的客觀參數(shù)，其次為尖銳度，然后為粗糙度與波動度，最后是語義清晰度．

3.3.1 響度

響度主要用于反映人耳對聲音強弱的主觀感受程度．相比于A計權聲壓級，響度考慮了人耳對聲音的掩蔽特性，能夠更加準確地反映聲音信號的響亮程度．定義頻率為1kHz、聲壓級為40dB時的純音響度為1sone，響度公式為

式中：ET,Q為安靜環(huán)境時聽閾所對應的激勵；E0為參考聲強I＝10-12W/m2對應的激勵；E為被計算聲音對應的激勵； 'N為臨界頻帶的特性響度值；z為臨界帶寬頻率．在臨界帶寬頻率為0～24Bark特性響度的積分即為總響度N．

對鋁合金的氣缸蓋敷設阻尼材料及增加質量塊，其表面輻射噪聲的響度對比結果如圖9a所示．增加 質量塊對響度基本沒有影響，這是由于增加質量僅改 變了噪聲頻率，而未能降低輻射表面的聲功率．敷設阻尼材料后，響度僅在高轉速(2500～3100r/min)下降低了5sone，響度降低有限．對于塑料材質的正時蓋罩，敷設阻尼后的響度對比如圖9b所示．響度在各轉速段都明顯降低，且隨著轉速的增加，響度的降低效果越顯著，從800～3200r/min，響度的降低值從2sone增加到12sone．正時蓋罩表面積較大，阻尼剛度特性低，受激勵產生的振型很多，易輻射出較大噪聲．敷設阻尼材料后，不僅降低了內燃機的穿透噪聲，也抑制了正時蓋罩受激勵產生的共振噪聲，使得響度大幅降低．因而阻尼材料值得應用于正時蓋罩．

圖9 敷設阻尼與增加質量對響度影響結果 Fig.9 Effect of laying damping materials and adding mass on loudness

3.3.2 尖銳度

尖銳度主要用于描述高頻噪聲在頻譜中所占比例，定義中心為1kHz、帶寬為60dB的窄帶噪聲尖銳度為1acum，尖銳度公式為

式中：S為尖銳度；'N為特征響度；g(z)為不同特征頻帶下的附加系數(shù)，其表達式為

尖銳度越高，噪聲信號則越尖銳刺耳．圖10a為氣缸蓋近聲場噪聲尖銳度對比．轉速低于1900r/min以下時，加質量塊以及敷設阻尼材料對尖銳度影響較小，而在中、高轉速(1900～3200r/min)，激勵頻率 相對增加，增加質量塊的尖銳度約降低了0.2acum，由圖5可知增加質量后的表面振動頻率降低，這使得尖銳度降低．敷設阻尼材料后，尖銳度在2500～3200r/min時約降低了0.1acum．對于塑料材質的正時蓋罩板，敷設阻尼材料后尖銳度在各轉速段都約降低了0.1acum，如圖10b所示．從圖7與圖8中可以看出，敷設阻尼后尖銳度的降低主要是由于共振帶的消除以及部分高頻能量被削弱所引起．

圖10 敷設阻尼與增加質量對尖銳度影響 Fig.10 Effect of laying damping materials and adding mass on sharpness

3.3.3 粗糙度

粗糙度主要用于描述人們對噪聲信號實時變化的感受．當粗糙度增加時，即使響度或聲壓級完全不變，人耳感受到噪聲信號也會更加嘈雜．粗糙度主要受信號頻率與幅值快速變化所影響，即調制頻率與調制深度．定義聲壓級為60dB，調制幅度為1，調制頻率為70Hz 的1kHz正弦波純音信號的粗糙度為1asper．調制頻率在70Hz粗糙度最大，其公式為

式中：R為粗糙度；fmal為調制頻率；ΔL為調制深度，即臨界頻帶內聲壓的變化幅值；N '(z)max和 N'(z )min分別為特征響度的最大值和最小值．

圖11為氣缸蓋罩及正時蓋罩的粗糙度對比．在低速段(1200r/min以下)，輪系噪聲為主要的噪聲激勵源，其聲音較為嘈雜，粗糙度也相應很高；當轉速 相對較高時，燃燒及空氣噪聲為主要噪聲激勵源，粗糙度也相應降低．敷設阻尼及增加質量對粗糙度幾乎沒影響，這主要是因為阻尼與質量雖然能改變所輻射噪聲信號的幅值與頻率，但不能改變幅值和頻率在時域上的變化波動，即調制深度與調制頻率無改變，因而敷設阻尼與增加質量都不能降低粗糙度．

圖11 敷設阻尼與增加質量對粗糙度影響 Fig.11 Effect of laying damping materials and adding mass on roughness

4 結論

發(fā)動機薄壁件是噪聲的主要輻射源，從結構上，改變其質量與阻尼是較為簡單且易于實施的優(yōu)化噪聲手段．對氣缸蓋罩與正時蓋罩通過增加質量塊以及敷設阻尼材料進行了噪聲對比試驗，并對聲品質進行了分析，主要結論如下：

(1) 發(fā)動機薄壁件增加質量塊后，振動加速度降低了5～10m/s2，共振頻率降低了200Hz，由于共振頻率的降低，噪聲尖銳度降低了0.2acum；但是增加質量不會改變表面法向振動速度，因而輻射噪聲的聲功率級變化很小，響度也無明顯變化．

(2) 敷設阻尼材料后，薄壁件受迫振動產生的噪聲共振帶被大幅削弱，又由于阻尼材料的黏性效應，部分振動能量轉化為熱能耗散，且部分燃燒穿透噪聲被衰減，使得輻射噪聲在各頻段都有所降低；對于鋁合金的氣缸蓋，響度在高轉速(2500～3100r/min)下降低了5sone；對塑料正時蓋罩，轉速越高響度優(yōu)化效果越顯著，在標定轉速(3200r/min)響度降低值可達12sone，尖銳度在各轉速下約降低0.1acum；由于未能改變噪聲幅值和頻率在時域上的變化波動，增加質量與敷設阻尼對粗糙度影響都很?。?/p>

(3) 改變薄壁件的質量主要影響輻射噪聲的尖銳度，改變阻尼主要影響輻射噪聲的響度；對于小功率發(fā)動機，氣缸蓋敷設阻尼材料后響度降低有限，而正時蓋罩敷設阻尼材料后響度降低較明顯，因而針對正時蓋罩敷設阻尼材料是可實際應用的降噪措施．