柴油机缸盖罩隔声性能与透射噪声

张庆辉，郝志勇，张焕宇，罗 乐

(浙江大学能源工程学系，杭州 310027)

柴油机缸盖罩隔声性能与透射噪声

张庆辉，郝志勇，张焕宇，罗 乐

(浙江大学能源工程学系，杭州 310027)

以某柴油机缸盖罩为例，研究了柴油机薄壁件的隔声性能与透射噪声．采用结构-声耦合分析法对柴油机缸盖罩的隔声量进行了计算，并通过隔声性能试验验证了计算结果．设计了提取缸盖罩内部声场声压级的四负载法试验，并将结果施加到结构-声耦合计算模型中，计算了缸盖罩在发动机1,000,r/min、2,000,r/min和3,400,r/min全负荷工况下的透射噪声．研究发现，缸盖罩透射声功率主要分布在低频及隔声性能较差的高频范围；透射噪声在柴油机薄壁件辐射噪声中所占比重较大，对薄壁件辐射噪声进行预测和声学优化时，不能忽略透射噪声．

柴油机；缸盖罩；隔声量；透射噪声

随着社会的不断进步，人们对汽车振动、噪声和舒适性的要求越来越高．发动机的振动和噪声直接影响到汽车的舒适性，因此，这方面的研究成为新的研究热点[1]．研究表明，表面辐射噪声是内燃机的主要噪声源之一，其中缸盖罩、油底壳、正时罩等薄壁件面积大、刚度低，是其主要辐射源，其辐射噪声占发动机辐射噪声的 40%～60%[2-4]．因此，对薄壁件辐射噪声的研究和优化非常重要．目前，多体动力学、有限元/边界元分析方法等现代设计理论已被广泛应用于内燃机薄壁件的NVH研究和优化[5-6]；但这些方法往往只考虑了由振动激起的薄壁件辐射噪声，忽略了内部噪声激起的透射噪声．一般地，放置在声传播路径上的挡板不能把全部声音隔掉，有一部分声波会透射过去[7]．同样，缸盖罩与缸盖形成的内部空间中的噪声会透过缸盖罩形成发动机噪声．为了实现汽车轻量化，镁、铝等材料已广泛应用于内燃机中[8]，但研究表明，镁、铝等密度小的材料比钢铁材料隔声性能差[9]，透射噪声更应受到关注．蔡相儒等[10]通过声强法分离出了发动机结构件的透射噪声和传递噪声，但没有对结构件的隔声性能进行研究；冷传刚等[11]通过理论计算和有限元边界元耦合计算了缸体在理想状态下的透射传递损失，但没有获得实际情况下的入射声场．

本文通过试验和仿真方法研究了柴油机缸盖罩的隔声性能，设计了提取缸盖罩内部声场声压的四负载法试验，在此基础上预测了缸盖罩的透射噪声，研究了透射噪声对缸盖罩总辐射噪声的影响．

1 基本理论

缸盖罩内部噪声入射到缸盖罩内壁，一部分被反射回去，一部分被缸盖罩吸收，还有一部分透过缸盖罩传递到外部声场中与结构噪声耦合，称为空气传播噪声，即透射噪声[9]．声传递过程中会发生内部声场与缸盖罩结构的耦合、缸盖罩结构振动的传播以及缸盖罩结构振动与外部声场的耦合．内部声场与缸盖罩结构的耦合可以理解为结构振动后辐射噪声的逆过程，有些情况下可以产生有效的声传递．因此，对缸盖罩透射噪声的研究显得尤为重要．

结构-声耦合分析法[12-13]是常用的研究构件透射噪声的方法，它将结构系统的运动方程和声场辐射的积分方程通过耦合系数矩阵联系在一起．其基本原理可表示为

式中：M、C和 K分别为结构的质量矩阵、阻尼矩阵和刚度矩阵，结构的动力学特性一般用固有模态来表示；u为结构位移；ADC 和DAC 为耦合矩阵，分别反映了由于结构振动对声学解的影响和声学介质的存在对结构振动的影响；aF和dF分别为声学负载和作用在结构上的机械负载；A为对称矩阵；ω为圆频率．

基于该理论可研究缸盖罩的透射噪声，进而研究缸盖罩的隔声性能．

隔声量 R(dB)用来表示构件本身固有的隔声能力，其定义为

式中：Wi为入射到构件一侧的声功率；Wo为透射到构件另一侧的声功率．

2 缸盖罩有限元建模及试验验证

2.1 有限元建模及验证

在进行结构-声耦合仿真分析时，需要建立结构的有限元模型，以获取结构的固有模态特征矩阵．因此，根据缸盖罩的三维实体模型建立了有限元模型．该模型采用 10节点四面体，共包括36,251个单元和 71,356个节点，如图 1所示．缸盖罩材料为铸铝，密度为 2,700,kg/m3，弹性模量为 75,000,MPa，泊松比为 0.3．用 Lanczos算法求解特征值，计算结果如表1所示．

图1 缸盖罩有限元模型Fig.1 FE model of engine cover

为验证所建有限元模型的准确性，进行了缸盖罩的自由模态试验．试验采用单点激励、多点响应的方法进行，并使用弹性绳悬吊缸盖罩来模拟自由边界条件．

有限元仿真计算得到的前10阶模态频率和由模态试验得到的模态频率如表1所示．

表1 缸盖罩自由模态结果对比Tab.1 Free mode results comparison of engine cover

由表1可知，前10阶模态频率的计算值和试验值相对误差都在 10%以内，而且大部分相对误差在5%以内．因此可认为缸盖罩有限元模型是准确的，可以用于后续的仿真分析．

2.2 约束模态计算

实际上，缸盖罩是通过3颗螺栓压紧在发动机缸盖上，其侧边底面与缸头紧密接触，因此，为了模拟实际约束情况，在有限元软件中将缸盖罩与缸盖接触面的关键节点约束 6个方向的自由度，得到 0～3,500,Hz的约束模态频率如表2所示．

表2 缸盖罩约束模态频率Tab.2 Constrained mode frequency of engine cover

约束模态各阶频率相对于自由模态有很明显的提高．发动机主要噪声的能量分布在3,000,Hz以内[14]，因此本文仅计算 3,000,Hz以内的隔声量和透射噪声．从表 2可以看出，只有前 3阶约束模态起作用．

3 缸盖罩透射噪声及隔声性能的试验与仿真

3.1 缸盖罩透射噪声试验

设计的缸盖罩透射噪声研究试验装置如图 2所示．缸盖罩用螺栓固定在混响箱顶部安装板上，安装板固有频率较高，不会与缸盖罩产生共振；缸盖罩与安装板连接部位垫有橡胶密封条，确保接触缝隙密封，且与在发动机上实际安装条件相同．混响箱内通过声源产生扩散声场，箱内空间各点声能密度均匀且各方向声波相位随机分布．混响箱内壁坚硬光滑，且随机分布有光滑的半球形反射面，促使声波多次反射，达到声能均匀分布；箱内布置麦克风以测量箱内的平均声压．测试系统置于半消声室内，用声强法测量透射声功率，测量点分布在缸盖罩包络网格上，网格大小为0.05,m×0.05,m．

透射声功率为

根据式(3)计算出透射声功率级，如图 3所示，图中纵坐标 Lp为入射声压级，LW为透射声功率级.可以看出，在入射声场的激励下，缸盖罩并未全部阻隔声波的传播，而是透射出一部分噪声．发动机运转时，透射噪声必然对总辐射噪声产生影响．因此，对发动机薄壁件的透射噪声研究十分必要．透射噪声的大小由入射声波的特性和缸盖罩的隔声性能决定，本节首先对其隔声性能进行研究．

图2 透射噪声试验装置Fig.2 Experimental setup of transmission noise

图3 入射声压级与透射声功率级曲线Fig.3 Curves of incident sound pressure level and transmission sound power level

式中：prms为混响侧声压的均方根值；S为缸盖罩内表面的面积；ρ和c分别为空气的密度和声波在空气中的传播速度．

将入射声功率和透射声功率计算结果代入式(2)，可得到缸盖罩隔声量曲线．

3.2 缸盖罩隔声性能计算

发动机运转过程中，缸盖罩的透射噪声不易从总辐射噪声中分离出来，本文采用仿真计算的方法对其透射噪声进行研究．建立缸盖罩结构-声耦合计算模型得出隔声量曲线，并同试验值进行对比验证，如图4所示．透射侧为缸盖罩的结构有限元模型、声学网格和场点网格，并导入结构约束模态作为边界条件.声学分析中，声学网格尺寸小于 4～6倍声波波长就可以得到较高的精度．入射侧施加声压为 1,Pa的白噪声混响声场．为了避免入射声波直接进入透射侧，在入射侧与透射侧界面上施加刚性壁面，并将声学网格与刚性壁面重叠的部分定义为透明单元，使得入射侧声波能够进入缸盖罩内部．定义缸盖罩结构网格和声学边界元模型中声场网格的接触面为耦合面，进行结构-声耦合计算，频率范围为 0～3,000,Hz，计算出缸盖罩在 1,Pa入射声场时的透射声功率．将结果代入式(2)计算出缸盖罩隔声量曲线．

图4 结构-声耦合法计算模型Fig.4 Calculation model of structural-acoustic coupling method

缸盖罩隔声性能 1/3倍频程试验与仿真计算的对比曲线如图5所示．其中纵坐标R代表隔声量．从图中可以看出，仿真值与试验值在低频与高频范围稍有偏差，造成误差的原因是试验时缸盖罩与刚性安装板间装有橡胶密封垫，有减振的效果，与仿真计算时约束安装面 6个方向自由度的边界条件不一致．但总体来说两条曲线吻合较好，说明结构-声耦合法研究缸盖罩的隔声性能是可信的，同时可将此方法用于研究缸盖罩的透射噪声．

图5 缸盖罩1/3倍频程隔声量对比曲线Fig.5 Curves of 1/3 octave of sound transmission loss of engine cover

从图5仿真计算结果可以看出，缸盖罩的隔声量稳定在 40,dB左右，且在 500,Hz以下的低频范围内具有较高的隔声量，当频率高于2,000,Hz时，隔声量有所下降．这是由于缸盖罩约束模态频率较高，其第1阶约束模态达到了 1,606,Hz，在低频范围内远未达到共振频率，使得缸盖罩在声学激励下的响应较低，透射侧的声功率也相应较小，隔声量较大．高频时缸盖罩约束模态比较密集，声学激励下容易产生共振，因此隔声量下降．

4 缸盖罩透射噪声

缸盖罩辐射噪声的激励主要来自于以下 3个方面：①缸内气体的压力波动通过机体、缸盖激起缸盖罩振动；②气门打开和关闭时拍击等引起的机械振动激励通过缸盖传递给缸盖罩[16]；③缸盖罩与缸头形成的内部空间中空气噪声与缸盖罩内壁相互作用，透过缸盖罩向外辐射．因此，内部噪声是缸盖罩辐射噪声的激励源之一，有必要对透射噪声进行研究．

4.1 缸盖罩内部声压提取试验

经实践发现，缸盖罩与缸盖形成的内部空间的噪声声压级较大，超出传感器量程，且由于高温、机油飞溅等原因，不能直接测量其声压级，因此设计了提取内部声源的四负载法[17-18]试验．四负载法是常用的声源提取方法，它操作简单且具有较高的精度，只需测量安装4种不同声学负载下管外一点声压值，就可提取声源．其原理如图6所示．

图6 四负载法原理Fig.6 Illustration of principle of four load method

用 ps和 Zs分别表示声源声压和阻抗，Zl表示X=0处的声学负载，则X=0处的声压值为

4个负载写成

用式(6)中的 3个式子依次相除，可以得到 3个比例因子，即

通过三维仿真方法计算负载在 X=0处和 F点处的传递函数，将F点处的声压转换成X=0处的声压．转换后αm为已知量，式(7)可写成 3个等式，即可解得声源特性．

如图7(a)所示，长度分别为 30,cm和60,cm、直径48,mm的细管与长度66,cm、直径70,mm的粗管组成 4种声学负载．试验时，将负载一端与缸盖罩机油孔连接并密封连接缝隙，麦克风布置在距管口中心5,cm、与管轴线成45°角的位置，如图7(b)所示．

分 别 测 量 发 动 机 运 行 在 1,000,r/min、2,000,r/min(最大扭矩工况)和3,400,r/min(标况)全负荷工况下管口的声压，根据四负载法原理得到声源声压级．1,000,r/min、2,000,r/min和3,400,r/min转速下声源总声压级分别为 134.7,dB、149.6,dB和 143.7,dB，其频谱如图 8所示．由于缸盖罩内部空间较小，可将其视作混响声场，则计算所得声源声压可代表混响声场的声压．

图7 四负载法声源提取试验Fig.7 Experiment of extracting sound source with four load method

图8 缸盖罩内部声压级频谱曲线Fig.8 Spectrum curves of interior sound pressure level of engine cover

从图8可以看出，1,000,r/min时缸盖罩内部声压级低于其他两个转速，而 2,000,r/min时内部声压级高于3,400,r/min；在0～500,Hz低频段缸盖罩内部声压级都比较高，且 1,000,r/min、2,000,r/min 和3,400,r/min分别在32,Hz、64,Hz和112,Hz有一个较高的峰值，正好对应相应转速下的2阶次频率．

4.2 缸盖罩透射噪声计算

将上述提取的缸盖罩内部声场声压值作为入射声场施加到结构-声耦合法计算模型中，计算得到缸盖罩在1,000,r/min、2,000,r/min和3,400,r/min工况下透射声功率，其声功率级频谱如图 9所示，总透射声功率级见表3．表 3中，LW,o为透射声功率级，LW,r为总辐射声功率级，wo为透射声能，wr为总辐射声能．

图9 缸盖罩透射声功率级频谱曲线Fig.9 Spectrum curves of transmission sound power level of engine cover

表3 缸盖罩总辐射声功率级与透射声功率级Tab.3 Acoustic power levels of total radiation noise and transmission noise of engine cover

从图9可以看出，透射声功率级随频率变化的趋势与图8中内部声压级非常相似，透射声功率级与内部声压级有密切的关系．在0～500,Hz的低频范围内透射声功率级较高，且都有 1个峰值，峰值频率与内部声压级相同，与相应转速下 2阶次频率对应．在2,400～2,800,Hz的高频范围透射声功率级有所升高，这是由于高频隔声量较低造成的．可以看出，虽然缸盖罩具有较高的隔声量，但还不足以有效降低内部噪声的透射．

缸盖罩总辐射噪声是振动激励和内部空气噪声激励耦合作用的结果，二者通过缸盖罩表面振动辐射噪声．因此，总辐射声功率可以通过表面振动速度法计算[13]，即

式中：ρ0,c0为声辐射阻抗；Sv为振动表面积；为振动平均速度均方值；σrad为声辐射效率．

缸盖罩表面振动速度由试验测得，10个测点均匀分布在缸盖罩表面，分别测量缸盖罩 1,000,r/min、2,000,r/min和 3,400,r/min全负荷工况下表面振动速度．通过式(8)计算出缸盖罩 3个工况下的总辐射声功率，相应的声功率级如表3所示．

由表3可以看到，2,000,r/min的透射声功率级比3,400,r/min大，这是因为 2,000,r/min时较高的内部声压级造成的．1,000,r/min和 2,000,r/min中低转速时透射声能占总辐射声能的比重很大，分别达到了35.7%和42.0%，3,400,r/min时也占到了5.5%．因此，透射噪声在缸盖罩辐射噪声中占有重要的地位，对缸盖罩辐射噪声预测和声学优化时，不能忽略透射噪声的影响．

5 结 论

(1) 通过试验和仿真的方法获得了缸盖罩的隔声量曲线，发现缸盖罩隔声量在 40,dB左右，低频时隔声性能较好，而高频时隔声性能较差；另外，通过试验值与计算值的对比发现，结构声耦合法应用于发动机薄壁件隔声性能预测和透射噪声研究是可行的.

(2) 采用四负载法试验获取了发动机缸盖罩与缸盖形成的内部空间声场的总声压级及其频谱曲线.

(3) 将内部声场声压级频谱作为入射声场计算缸盖罩透射噪声，发现缸盖罩透射声功率主要分布在500,Hz以下的低频范围，同时在 2,400～ 2,800,Hz隔声性能较差的高频范围也较突出．

(4) 为发动机薄壁件透射噪声的预测和优化提供了有价值的参考依据．通过研究发现透射噪声在中低转速工况下所占比例较大，因此，在薄壁件辐射噪声预测和优化时，不能忽视透射噪声的影响．

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(责任编辑：金顺爱)

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”国家科技支撑计划重点资助项目(2011BAE22B05)．

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

郝志勇，haozy@zju.edu.cn.

时间：2013-09-05.

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