表面振动法测量汽油机表面辐射噪声

顾灿松 崔国旭 高辉 杨行

（中国汽车技术研究中心天津300300）

表面振动法测量汽油机表面辐射噪声

顾灿松 崔国旭 高辉 杨行

（中国汽车技术研究中心天津300300）

对基于表面振动测算汽油机辐射噪声的方法进行了研究，首先对该方法的理论基础和数学关系进行探究，并以此理论为基础设计试验及数据处理方法。然后对一台四缸汽油机进行了实验验证，测量得到了表面振动速度，估计计算出发动机整机声功率和各部件的噪声贡献。实验表明测算噪声结果准确度较高，证明该方法能可靠有效地测得汽油机的辐射噪声。

汽油机表面振动测量辐射噪声

引言

汽车的振动噪声特性是影响汽车乘坐舒适性的重要因素，而发动机噪声又是汽车噪声的主要来源，因此降低发动机辐射噪声尤为重要。这就需要对发动机整体及其各个部件的辐射噪声进行准确测量，识别主要噪声源，为后期发动机降噪工作指明方向。目前发动机噪声主要在消声室测量，而识别噪声源的方法有铅屏蔽法、声强测量法以及声学照相机等。铅屏蔽法是一种有效的方法，但是需要耗费许多人力，而且车用汽油机表面不规则，带有许多附件，很难包裹严密。声强测量法可用于现场测量，而无需特殊的声学环境，但是测量效率非常低，分析精度差，在发动机高速运转时工作人员仍需进入实验室操作，危险系数高。声学照相机是比较简单便捷，但识别结果经常有偏差，邻近部件容易相混，并且不易给出各部件的噪声贡献量。表面振动法是利用测量表面的振动速度来计算发动机辐射噪声，能包含绝大多数发动机部件，并且不需要消声室。最重要的是可以在整车状态下进行测量，大大降低了试验成本。还可以在发动机设计阶段，根据CAE模型模拟的表面振动预测辐射噪声，提早发现问题优化改进，缩短研发周期。

1 汽油机表面振动与辐射噪声的关系

1.1 基于表面振动测量辐射噪声原理

发动机表面振动和辐射噪声之间存在一定的关系，在发动机工作过程中燃烧引起的缸内压力激励以及运动机构惯性力激励，使发动机本体以及附件产生振动，这些振动又引起周边的空气质点振动，使能量向外传递，产生辐射噪声。

发动机稳定工况下，其辐射噪声与表面振动有如下关系：

式中：W为声功率，ρ0c为空气声辐射特性阻抗，S为噪声辐射表面积，（v2）为噪声辐射表面法向振动速度的平方对时间及振动表面的平均值，σ为辐射比[1-2]。取基准声功率，则A计权的声功率级为

式中：ρ0c是已知量，S可以计算得到，（v2）可以通过发动机表面振动实验测得，Δ为计权网络的衰减量，剩下的关键就是求辐射比σ。

1.2 辐射比确定

辐射比代表了部件振动的噪声辐射能力，跟部件的结构、材料特性和振动频率特性都有关系。一般认为在临界频率以上辐射系数σ≈1，在临界频率以下取0～1[3]。临界频率是指结构表面弯曲波波长和空气中声波波长相等时的振动频率[4]。发动机的零件形状不规则，结构复杂，各零件的声辐射比具有差异，因此无法精确计算，所以只能靠经验公式或实验获得。对于车用发动机，其本体主要部件如缸盖罩、油底壳、曲轴箱、机体、齿轮室罩等的临界频率比较接近，大致在500～800Hz范围内[5]。英国南安普顿大学声学振动研究所通过大量的内燃机试验分析，认为可以把内燃机的主要部分等效为辐射球体[6]。球体体积等于发动机体积，各个部件表面都是球体的一部分，可认为拥有相同的临界频率，该频率与整机体积尺寸相关。对于空气滤清器等非本体部件则不适用此假设。

以上计算而得的临界频率以及临界频率以下部分的辐射比对于发动机辐射噪声计算是一个误差源。但发动机辐射噪声的频率范围主要在500～5000Hz，主要能量都分布在临界频率以上，并且对于A计权声功率级，低频段成分有较大衰减，衰减后低频成分在总能量中占比较小，因此误差对于总声功率级测量结果的影响不大。

因此，只需要测得发动机各个零部件表面的法向振动速度，就可以计算出各零部件的辐射声功率，进行能量合成后就可以得到整机总的声功率级。

2 表面振动与声功率测量

为了验证表面振动法预测汽油机辐射噪声，并分析某四缸车用汽油机辐射噪声分布特性，在怠速和2500 r/min全负荷两种工况下对该发动机进行表面振动试验，并在消声室内进行声功率测量。该汽油机为某1.8 L排量涡轮增压式发动机，怠速为750 r/min。

根据该汽油机的特点和结构布置，对以下主要部件进行振动测量：油底壳、下缸体、缸体、缸盖、缸盖罩、齿轮室罩、进气歧管、排气歧管、排气管（首段）和油泵壳。对于轮系旋转件，没有进行测量。

振动测量试验采用LMS Test.Lab测试系统、LMS SCADASⅢ采集前端和PCB加速度传感器。试验中为了测得各个部件的准确速度面积平均量，在各部件表面布置多个测点，尽量均匀布置而且要均衡兼顾振动强弱区域。

试验在发动机消声室内进行，同时按照国标，采用9点声压法测量了该汽油机声功率。测量时屏蔽了进排气口噪声，使用吸声材料包裹空气滤清器前进气管和空气滤清器，并取下皮带使发电机和空气压缩机停止运转，以减少除发动机本体以外其他噪声干扰。

3 实验结果分析

3.1 声功率计算

试验完成后，使用LMS Test.Lab软件的后处理功能，把测得的各测点时域信号处理计算得出速度频谱，由于频谱表示的是单个频率下的响应，所以把线性频谱转化成表示能量分布的1/3倍频程速度谱。对于计算各部件的表面平均振动速度v不能采用算数平均法，而要采用能量平均即均方根值平均法，所以公式（1）（2）中的平方平均速度（v2）=v2。由于汽油机每个部件均包含有多个表面，且各表面结构、面积均不同，因此需先对各个表面进行速度平均计算，而各部件的总平均速度则等于各表面平均速度的面积加权平均。

首先对怠速工况试验数据进行处理，得到各部件振动平均速度v的频谱，如图1所示。然后通过公式（2）就可以计算出各部件的表面辐射声功率级Lw（A）频谱，如图2所示。频谱合成后即可得汽油机各部件的声功率级，若按照能量合成的方法把所有部件的声功率进行叠加，则可以得到该汽油机表面辐射噪声的总声功率级，见表1。

图1 怠速工况各部件振动速度1/3倍频程谱

图2 怠速工况各部件声功率1/3倍频程谱

按照以上方法计算得到2500 r/min全负荷工况部分部件的表面振动速度和噪声频谱，如图3、4所示，频谱合成后各部件的辐射声功率见表2。

表1 怠速工况各部件辐射噪声级

3.2 结果分析

由表1得出，在怠速工况下通过表面振动法预测得到的该汽油机总声功率为76.9 dB（A），而采用9点法在消声室内测得声功率为77.9dB（A），比振动预测声功率大1 dB（A）。考虑到表面振动预测噪声时只是对主要部件进行了测量，而其余部件如曲轴皮带轮、水泵、空气滤清器后进气管、涡轮增压器（怠速时噪声较小，且隔热罩起到一定屏蔽作用）等没有进行测量，实际误差要小于1 dB（A），这在工程上是可以接受的。

表22500 r/min全负荷工况各部件辐射噪声级

由表2得出，在2500 r/min全负荷工况下振动法测得总声功率级为93.3 dB（A），消声室内9点法测得声功率级为96.1 dB（A），由于此工况下排气系统处于高温状态，没有测量排气管和排气歧管的表面振动，误差相比怠速工况变大，但总体较小，所以可进一步证明振动法预测噪声方法的可靠性。

图32500 r/min全负荷工况各部件振动速度1/3倍频程谱

图42500 r/min全负荷工况各部件声功率1/3倍频程谱

由表1数据可以看出，辐射噪声最强的部件为油底壳，其辐射噪声能量占总辐射噪声能量的38.8%，其次分别是齿轮室罩、缸盖罩、进气歧管和排气管，能量占比也都达到了10%以上，这五个部件辐射了总能量的90%以上。根据前述理论，结合图1、图2频谱和表1数据可分析出，这是因为低频段的辐射比小，并且在A计权网格条件下由很大衰减，所以低频段噪声辐射能力微弱，主要噪声辐射能量均来自于400 Hz以上的频段。而这些薄壁件在400 Hz以上频段的振动速度相对较大，所以噪声辐射能力较强，是整机辐射噪声的主要来源。而缸体、下缸体、缸盖等铸造部件整体表面振动速度较小，且多分布在低频段，所以辐射能力较弱。薄壁件中，进气歧管和排气管（首段）面积较大而且表面振动速度也最大，但是振动速度中低频成分较高（排气管首段主要在50 Hz，进气歧管主要在80 Hz），中高频成分相比其他薄壁件要低，所以辐射噪声贡献不如油底壳、齿轮室罩和缸盖罩等件。排气歧管同样是振动速度主要分布在低频段且面积较小，所以噪声辐射贡献很小，而油泵壳虽然中高频段振速较大但面积较小所以噪声辐射贡献也不大。

由表2及图3、图4可以看出，进气歧管和缸盖罩的辐射噪声比例大幅上升，这主要是由于怠速工况没有负荷，进排气量很小，而2500 r/min是全负荷工况，节气门全开，进气流量大，所以导致进气歧管振动增大成为主要辐射源，同样缸盖罩也受进排气系统影响振动和噪声辐射增大。而齿轮室罩的振动速度相对较小所以噪声辐射能力相对不强，而其他部件噪声辐射比例基本与怠速工况想同。

4 结论

通过测量车用汽油机各部件的表面振动，经处理后计算得到各部件噪声声功率级及频谱，经噪声合成后，即可得到整机的声功率级和各部件的贡献量。实现了通过表面振动对汽油机的辐射噪声预测，并找出主要噪声源，这对具有复杂结构的车用汽油机制定降噪措施，具有重要意义。振动法计算的声功率级与9点声压法测得的声功率级非常接近，从而验证了用表面振动法测量汽油机噪声是有效可信的。

但同时表面振动法也存在一些问题，如辐射比只能通过工程近似或经验公式来确定，这虽然可以接受，但也成为一个误差来源。另外振动传感器的测量带宽有限，本文所采用测试带宽为0～6400 Hz，这会造成一部分噪声能量的泄漏。如本文9点法测得该汽油机的怠速工况声功率，在0～6400 Hz频带范围内为77.9 dB（A），在0～25，600 Hz频带范围内为78.4 dB（A）。但由于发动机的主要辐射噪声范围在500～5000 Hz，而且A计权网格高频段也有一定衰减，所以误差影响不大。另外对于表面振动法，部分发动机部件不能通过振动测量计算辐射噪声，如皮带轮系是旋转件不能测量，高温状态下的排气歧管及增压器测量也存在一定困难，发电机的电刷声也不能通过振动测量等。

虽然表面振动法预测发动机辐射噪声存在误差，但该法对发动机主体的噪声预测基本准确，工程上可以接受，并且能预测出各部件对整机噪声贡献量，具有重要意义。而且还可以在发动机设计阶段，根据CAE模型模拟的表面振动预测辐射噪声，进行评估和优化改进，可大大缩短研发周期，节约开发成本。

1马大猷．噪声控制学[M]．北京：科学技术出版社，1987

2刘月辉，郝志勇，付鲁华，等．车用发动机表面辐射噪声的研究[J]．汽车工程，2002，24（3）：213～216

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6Grover E C，Lalor N A.A review of low noise engine design at ISVR[J].Journal of Sound and Vibration，1973，28（3）：403~428

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Estimating Gasoline Engine Radiated Noise by Surface Vibration Measurement

Gu Cansong，Cui Guoxu，Gao Hui，Yang Hang
China Automotive Technology&Research Center（Tianjin，300300，China）

A study on the method of calculating gasoline engine radiated noise by measuring surface vibration is carried out in this paper.Firstly，the theoretical basis and mathematical relationship of the method is studied，and test and data processing method is designed based on these.Then an experiment is carried out in a four-cylinder gasoline engine.By measuring the engine surface vibrating velocity，the sound power level for these engine components and for total engine is calculated.The calculation results of engine radiated noise are accurate.It shows that the sound power level of gasoline engine can be predicted by surface vibration.

Gasoline engine，Surface vibration，Measurement，Radiated noise

TK417+．125 TK417+．127

A

2095-8234（2014）06-0071-06

2014-07-30）

顾灿松（1980—），男，工程师，主要从事汽车振动和噪声控制方向研究。