基于Test. Lab隔热罩辐射噪声分析

张伟龙，邬忠永，丁保安，郭彬，李秀山

(1.内燃机可靠性国家重点实验室，山东 潍坊　261061；2.潍柴动力股份有限公司，山东 潍坊　261061)

引言

随着中国经济发展，消费者对汽车性能及舒适性提出了更高的要求。随着发动机功率越来越高，噪声与振动问题越来越突出[1]。发动机本体结构件辐射噪声一般占发动机总辐射噪声的40%～60%[2]。发动机辐射噪声中，外围结构件同样是非常重要的辐射噪声源。外围结构件受到发动机各种激励时，表现出横向弯曲、纵向弯曲、扭转或耦合效应等，因此研究结构件辐射噪声非常重要，但相关研究仅限于理论研究，未将研究成果应用到实际故障解决中。

本研究对薄壁件辐射噪声产生机理和特性进行了分析，并通过NVH试验及LMS Test. lab声诊断方法对隔热罩辐射噪声进行分析并提出优化措施，有效地降低了整车噪声。为解决隔热罩辐射噪声异常问题提供了可借鉴的方法。

1　辐射噪声产生机理

发动机是存在多个声源的复杂机器，其噪声按产生机理可分为：空气动力性噪声、结构振动噪声。结构振动噪声是燃烧噪声、机械噪声、液体动力噪声激振发动机结构引起结构振动而产生的结构振动噪声，又称表面辐射噪声。发动机中激励引起的振动形成了各种不同形式和不同地点的激励源，使结构的响应情况有所不同，最终反映在与空气接触的表面振动。

辐射声波机理来看，有点源、偶极子源和四极子源等基本类型。在空间某点上质量流率随时间改变时就形成了点源，点源的声辐射是无指向性的，设简谐点源的振动为：

S(t)=Sωcosωt，

(1)

式中:S(t)为源处流体的体积变化率；Sω为源处流体的体积速度最大值；ω为圆频率；

简谐点源的辐射声功率为：

(2)

式中:ρ为环境媒介的密度；c为环境媒介的升速；|Sω|为点源强度的有效值。

控制发动机噪声，最终就是要减小表面辐射噪声，可考虑：控制噪声源、控制传播途径，控制表面辐射噪声，隔离辐射噪声，前两者属于主动控制，后者属于被动控制。表面辐射噪场中燃烧噪声和活塞撞击噪声对表面辐射噪声影响较大，对这两种噪声源及其传递途径采取措施，能有效地降低辐射噪声。

2　隔热罩辐射噪声案例分析

2.1　问题描述

某牵引车在中高转速时，出现整车噪声大的问题，异响噪声主观感受为“尖锐清脆”的声音，严重影响了舒适性。

2.2　试验分析

首先进行了机动车辆定置噪声及升速工况整车车外0.5 m测点噪声试验。图1为升速工况整车左侧噪声Overall Level曲线，图2为升速工况整车左侧噪ColorMap图，图3为升速工况隔热罩振动ColorMap图，图4为稳态工况1 700 r/min整车左侧噪声1/3倍频图。

图1　升速工况整车左侧噪声Overall Level曲线

图2　升速工况整车左侧噪声ColorMap图

图3　升速工况隔热罩振动ColorMap图

图4　稳态工况1 700 r/min整车左侧噪声1/3倍频图

图5　升速工况拆除隔热罩前后整车左侧噪声Overall Level对比曲线

如图1所示，整车定置噪声为105.7 dB(A)，不能满足国标限值要求(小于103 dB(A))。如图2～4所示，初步判定异常噪声频率以800 Hz、1 000 Hz和1 250 Hz为中心频率(1/3倍频程)，主要为813 Hz、1 086 Hz和1 142 Hz左右的窄频。通过LMS Test. lab声诊断滤波回放及振动试验综合分析，主要是由于隔热罩存在810 Hz、1 083 Hz和1 142 Hz左右某几阶固有频率，发生共振产生较大辐射噪声；同时由于隔热罩为不锈钢材料，结构阻尼较小，受到激励辐射噪声较大，且结构辐射主要分布于500～1 500 Hz频率带内[3]，隔热罩辐射噪声为整车噪声主要噪声源。

为了进一步确定辐射噪声贡献量，拆掉隔热罩后进行整车噪声试验。图5为升速工况拆除隔热罩前后整车左侧噪声Overall Level对比曲线。

如图5所示，隔热罩对整车定置噪声的贡献量Lp1为：

(3)

式中：Lp为整车定置噪声声压级，dB(A)；Lp2为拆掉隔热罩的整车定置噪声声压级，dB(A)。

隔热罩噪声对整车定置噪声的贡献率P为:

(4)

根据国标机动车辆定置噪声测量方法，整车定置噪声取值为1 700 r/min时测得的声压值，整车定置噪声中，隔热罩噪声为103 dB(A)，大于拆掉隔热罩的整车定置噪声声压值102.45 dB(A)，噪声贡献百分比为53.33%，由此确定隔热罩辐射噪声大是整车噪声大主要原因。

图6　不同壁厚下壳体辐射声功率

图7　不同结构阻尼下壳体辐射声功率

2.3　优化措施及效果验证

2.3.1优化措施

根据薄壁件辐射噪声产生的机理分析，优化辐射噪声的途径主要有两种：一是加强结构刚度，采用合理动态设计，改变对激振力的动态响应[4]。增加厚度可以提高刚度和固有频率以减少响应强度，固有频率提高后进入到人耳不敏感的高频区域，同时共振点移向激励振动较小区域，在整个频段内都有较好的降噪效果，如图6所示。

增加结构表面的阻尼，阻尼对能量消耗起着至关重要作用，高频范围内，随着壳体阻尼增大，壳体辐射声功率逐渐降低，高阻尼壳体材料有利于降低壳体的高频噪声。

不同结构阻尼下壳体辐射声功率[5]如图7所示。

本例中采用了上述途径对隔热罩辐射噪声进行优化，不改变设计尺寸的情况下显著降低辐射噪声，且容易实现，是一种低成本很有效的方法，隔热罩材料由不锈钢改成阻尼较大的铝，且由单层结构隔热罩更换成双层结构隔热罩如图8所示。对共振峰值的抑制、固体传声的降低、振动表面声辐射的衰减有明显效果，同时有良好的隔声性能，有效抑制吻合效应，从而降低结构的辐射噪声。

2.3.2效果验证

图8　两种不同结构阻尼隔热罩示意图

将隔热罩由单层不锈钢结构优化到双层铝制结构，重新装机后对整车噪声进行NVH试验，试验工况与优化前相同。其中图9为优化前后升速工况整车左侧噪声Overall Level对比曲线，图10为优化前后稳态工况1 700r/min整车左侧噪声1/3倍频程对比图，图11为优化前后升速工况整车左侧噪声ColorMap对比图。

如图9～11所示，在发动机转速范围内，优化后整车左侧噪声降低3～4 dB(A)，整车噪声大问题解决，优化后整车定置噪声为102.45 dB(A)，满足国标限值要求。原隔热罩813 Hz、1 086 Hz和1 142 Hz左右辐射噪声频带消失，800 Hz、1 000 Hz和1 250 Hz为中心频率(1/3倍频程)处对应的噪声值降低了7～8 dB(A)，整车左侧Overall噪声值降低了3～4 dB(A)。

图9　优化前后升速工况整车左侧噪声Overall Level对比曲线

图10　优化前后稳态工况1 700 r/min整车左侧噪声1/3倍频程对比图

a)原隔热罩　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　b)铝制隔热罩图11　优化前后升速工况整车左侧噪声ColorMap对比图

3　结论

以某牵引车整车噪声大的故障为例，通过对薄壁件辐射噪声产生机理和特性进行分析，结合NVH试验及LMS Test. lab声诊断分析手段，确定隔热罩辐射噪声为整车噪声主要噪声源，提出优化隔热罩辐射噪声主要途径：通过加强结构刚度和结构表面的阻尼，提高固有频率，增加能量消耗以减少响应强度使之进入到人耳不敏感的高频区域，优化后试验结果表明，隔热罩辐射噪声对整车噪声贡献量降低7～8 dB(A)，噪声贡献率由62.7%降低为20.2%，不仅降低了噪声值，而且声品质也有所提升，也验证了分析方法的正确性及控制方法的有效性。

参考文献：

[1]庞剑,谌刚,何华.汽车噪声与振动-理论与应用[M].北京：北京理工大学出版社，2006.

[2]张磊,任海军，艾晓玉，等.发动机薄壁件结构振动优化[J].振动工程学报，2010,23(6):687-695.

[3]郑康,郝志勇，王连生，等.塑料缸盖罩透射及结构辐射噪声[J].江苏大学学报(工学版)，2014,48(2):342-347.

[4]Kirsch U. Combined approximations-A general approach for structural optimization [J]. Structual and Multidisciplinary Optimization, 2000, 20(2): 97-106.

[5]季晓明,孟晓宏，金涛.不同参数对压缩机壳体噪声辐射的数值分析[J]. 噪声与振动控制，2007(5):128-131.