阻尼材料对发动机薄壁件降噪效果分析

周志峰，樊士贡, ，蔡忆昔，罗福强

(1. 安徽全柴动力股份有限公司，安徽 滁州 239500；2. 江苏大学 汽车与交通工程学院，江苏 镇江 212013)

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、油底壳和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%[1]．对于薄壁件的结构优化手段主要包括改变结构刚度、质量分配以及模态阻尼结构．在设计初期通过合理设计结构刚度、质量分配使结构的固有频率移向不易振动的区域[2]．在结构设计已经基本成型的情况下，可以通过在薄壁板件上合理地布置阻尼材料来消耗板件的振动能量，从而减小板件的振动噪声．

目前，国内外学者对阻尼板的振动噪声衰减特 性[3-5]以及局部敷设最佳位置、类型、厚度以及轻量化设计[6-7]已经有很全面研究．在汽车领域，由于其适用频率宽、敷设简单和价格低廉的优点，阻尼材料在车身降噪方面得到广泛的应用[8]，但是在内燃机薄壁件上研究应用却较少．内燃机薄壁件所受激励能量相对更高，运行工况以及振动频率较为复杂，且表面工作温度较高，阻尼系数也会随着环境温度的升高而降低[9]，此外由于人耳听阈的遮蔽效应，在内燃机燃烧噪声的干扰下，很难直接主观感受出阻尼材料对于薄壁件的降噪效果，众多原因导致阻尼材料在内燃机薄壁件上的应用困难重重．随着人们对于乘坐舒适性要求的提高，内燃机薄壁件的辐射噪声控制也更加严格，近年来阻尼材料在内燃机甚至单体泵等机器上的应用引起学者的关注．Oosting等[10]曾对V6发动机铸铝前盖板进行过敷设阻尼的对比试验．梁兴雨等[11]对阻尼薄壁件降噪机理进行了研究．向建华 等[12]基于模态应变能法研究了内燃机箱体部分覆盖阻尼层技术，为阻尼层的敷设提供了依据．Zhang 等[13]对经过自由阻尼材料处理过的轴向柱塞泵进行降噪研究，该研究表明自由阻尼材料在液压活塞泵中有潜在应用的可行性．闫超群等[14]分析了油底壳贴敷阻尼材料的减振降噪效果，其成果在大功率发动机的低噪声设计中得到应用．目前发动机薄壁件的优化主要是通过计算机辅助工程(CAE)在设计初期进行合理的设计，在结构设计基本成型的情况下，通过外部敷设阻尼或者改变质量分布等方法可以进一步降低辐射噪声．对民用小功率发动机而言，由于要考虑经济性，而阻尼材料在小功率发动机上的研究与应用很少，其降噪效果是否值得应用还需进一步验证．

基于此，笔者提出了相关的试验与评价方法，通过敷设阻尼以及改变质量分布，针对小功率柴油机在台架上进行了对比试验，从噪声频谱与声品质对其降噪效果进行了分析与评价．

1 阻尼材料对发动机薄壁件降噪机理

黏弹性阻尼材料主要由高分子聚合物组成，受外部负荷时，材料内部的分子链发生拉伸和扭曲等变形时会出现相对滑移和扭转，外部负荷解除后，部分分子链的变形恢复原状从而表现为弹性，而另一部分分子链的变形则不能完全恢复则表现出黏性．在结构振动时，黏弹性材料内部的分子链需要克服内摩擦阻尼做功，从而导致应力、应变之间存在相位差，振动能量由于材料的黏性效应转化为热能耗散，进而达到减振降噪的效果[15]．阻尼材料对发动机薄壁件的降噪主要是抑制薄壁件受迫振动产生的噪声和衰减部分缸内燃烧辐射出的穿透噪声．

2 试验装置与方案

2.1 试验对象及安装要求

发动机安装于标准的半消声实验室中，背景噪声为25dB，环境气压为100.5kPa，气温为20℃，湿度为50%．其附件包括发电机、中冷器、空气滤清器、变速器和转向泵等，并与基座以弹性支撑连接．该发动机为直列4缸四冲程、增压中冷柴油机，主要技术参数如表1所示．

表1 发动机技术参数 Tab.1 Engine specifications

2.2 试验方案和测点布置

试验测试所选择的发动机薄壁件包括缸盖罩以及正时盖罩，发动机测试工况为100s从怠速(800r/min)至标定转速(3200r/min)的全负荷加速过程．对气缸盖分别进行了敷设阻尼材料以及增加质量块处理，分别如图1a与图1c所示．质量块按照图1c中黄色矩形框标示位置布置，其材料为铁块，每个质量约为300g，通过胶粘的方式固定在气缸盖上．正时齿轮盖罩敷设阻尼材料如图1b所示．气缸盖材料为铝合金，正时盖罩为塑料盖板．

试验主要测量近场噪声与表面振动加速度，并通过近场噪声计算出响度、尖锐度与粗糙度进行对比分析．响度按照Zwicker法(ISO532B)计算得出，尖锐度计算按照Zwicker法DIN45692计算得到．所采用仪器设备的型号、制造厂和性能指标如表2所示．麦克风布置于发动机顶端及前端分别对应于气缸盖与正时盖罩．发动机顶部布置距离气缸盖垂直距离为15cm，如图2a红圈标示位置．发动机前端麦克风布置于近场垂直距离前盖板为15cm，如图2b红圈标示位置所示．单向振动加速度传感器布置于气缸盖上如图1c中红圈标示位置．用于分析气缸盖增加质量块后的振动影响．所有设备连接方式见图3．

图1 试验对象与方案 Fig.1 Test object and scheme

表2 测试系统主要设备 Tab.2 Main equipment of test system

图2 麦克风位置 Fig.2 Location of microphones

图3 测试设备连接方式 Fig.3 Schematic of the experiment set-up

3 试验结果

3.1 质量对发动机薄壁件影响分析

质量表示物体保持其原始的静止或运动状态的惯性，力促使静止或者运动状态发生变化，质量阻止这种变化．图4a为发动机加速工况气缸盖原状态表面振动图谱．在1.36kHz频段存在明显共振带，对应 着该铝合金气缸盖罩的固有频率．在中高转速、2.5～3.0kHz频段也存在较高振动能量．在增加质量块后的结果如图4b所示，原1.36kHz的共振频带降低至1.06kHz频段，而2.5～3.5kHz频段振动大幅降低，振动能量前移至2.5kHz频段以下．增加质量块后，振动频率降低，低频振动更加密集，中高频振动大幅降低．对于发动机薄壁件的线性多自由度系统，其动力学平衡方程[2]为

图4 气缸盖原状态与加质量块表面振动频谱 Fig.4 Vibration spectrum of cylinder head coverin original and added mass state

图5 气缸盖原状态与加质量块近场噪声频谱 Fig.5 Near-field noise spectrum of cylinder head coverin original and added mass state

图6为表面振动加速度以及近场噪声对比，质量增加后，气缸盖表面振动加速度在各转速都明显降低，且转速越高振动加速度降低幅值越大(800r/min降低了5m/s2，3200r/min降低了10m/s2)．但是近场噪声在各转速都没有明显变化．这主要是由于增加质量主要影响节点的加速度向量(t)，然而辐射的声功率却主要与辐射表面法向振动速度有关，其关系如式(2)所示[17]．

图6 气缸盖原状态与加质量表面振动加速度和近场噪声 Fig.6 Overall level of vibration acceleration and nearfield noise of cylinder head cover in original and added mass state

式中：Wrad为声功率；c0ρ为声辐射阻抗；S为噪声辐射表面积；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为辐射效率．当声辐射阻抗c0ρ、噪声辐射表面积S以及σ辐射效率一定时，降低可以有效降低部件的声功率级．虽然增加质量块可以降低表面振动加速度以及固有频率，但对噪声辐射表面法向振动速度影响较小，因而增加质 量块并不能降低辐射表面的声功率．当然由于噪声频率成分的变化，声品质也会有所变化．要想降低辐射表面的噪声能量则需要降低节点的速度向量(t) ，根据式(1)所示的线性多自由度系统的动力学方程，以通过改变薄壁件的阻尼矩阵C来降低表面振动速度以达到降低辐射噪声的目的．

3.2 阻尼对发动机薄壁件影响分析

阻尼是指摇荡系统或振动系统受到阻滞使能量随时间而耗散的物理现象．当一个力使某个结构进入运动状态，该结构就会具有减缓运动速度的固有机制，这个降低运动速度的性质称为阻尼．试验在发动机的气缸盖以及正时盖罩上盖敷设了阻尼材料，阻尼材料为丁基橡胶与合成高分子材料，并在阻尼层外侧复合了一层薄铝金属板．图7和图8分别为气缸盖与正时盖罩敷设阻尼材料前、后的近场噪声对比结果．图7a为气缸盖原状态近场噪声，1.36kHz存在明显的噪声共振带．这是由于薄壁件阻尼小，受到激励容易产生鼓动振型，而该振型声辐射效率很高，因而产生了噪声共振带．敷设阻尼材料后如图7b所示，1.36kHz共振带消除，且3.5～5.0kHz噪声也有所降低．这是由于敷设阻尼后，一方面阻尼材料抑制了1.36kHz缸盖罩薄壁件的鼓动振型，使得噪声共振带消除；另一方面由于阻尼作用，一部分振动能量转变为热能，使3.5～5.0kHz振动和噪声降低．图8为正时盖罩敷设阻尼材料对比结果，正时盖罩为塑料材质，图8a所示的正时盖罩刚度与阻尼都相对较低，其表面辐射噪声有很多的共振带，最为明显的包括1.23kHz及4.40kHz频段．图8b所示敷设阻尼材料后，主要的共振带都基本消除，各频段都有明显降低．因此，对发动机薄壁件敷设阻尼材料是一种很好的宽带振动噪声控制措施，其对低频、中频和高频范围内的噪声都有一定的抑制，尤其对于结构固有频率所对应的噪声共振带有较为明显的削弱．

图7 气缸盖原状态与敷设阻尼材料近场噪声对比 Fig.7 Comparison of the near-field noise between laying damping materials and original state for cylinder head cover

图8 正时盖罩原状态与敷设阻尼材料近场噪声对比 Fig.8 Comparison of the near-field noise between laying damping materials and original state for timing gear chamber

3.3 声品质影响分析

声音常见的客观评价参数主要有响度、尖锐度、粗糙度、抖动度和语义清晰度等．人对噪声主观偏好度的评价主要通过成对比较法打分得到．通过线性回归方程或者神经网络等可以将客观噪声参数与主观噪声评价建立起联系．综合近几年学者建立的主观评价与客观评价参数关系模型[18]，对于发动机噪声，响度是最影响主观感受的客观参数，其次为尖锐度，然后为粗糙度与波动度，最后是语义清晰度．

3.3.1 响度

响度主要用于反映人耳对声音强弱的主观感受程度．相比于A计权声压级，响度考虑了人耳对声音的掩蔽特性，能够更加准确地反映声音信号的响亮程度．定义频率为1kHz、声压级为40dB时的纯音响度为1sone，响度公式为

式中：ET,Q为安静环境时听阈所对应的激励；E0为参考声强I＝10-12W/m2对应的激励；E为被计算声音对应的激励； 'N为临界频带的特性响度值；z为临界带宽频率．在临界带宽频率为0～24Bark特性响度的积分即为总响度N．

对铝合金的气缸盖敷设阻尼材料及增加质量块，其表面辐射噪声的响度对比结果如图9a所示．增加 质量块对响度基本没有影响，这是由于增加质量仅改 变了噪声频率，而未能降低辐射表面的声功率．敷设阻尼材料后，响度仅在高转速(2500～3100r/min)下降低了5sone，响度降低有限．对于塑料材质的正时盖罩，敷设阻尼后的响度对比如图9b所示．响度在各转速段都明显降低，且随着转速的增加，响度的降低效果越显著，从800～3200r/min，响度的降低值从2sone增加到12sone．正时盖罩表面积较大，阻尼刚度特性低，受激励产生的振型很多，易辐射出较大噪声．敷设阻尼材料后，不仅降低了内燃机的穿透噪声，也抑制了正时盖罩受激励产生的共振噪声，使得响度大幅降低．因而阻尼材料值得应用于正时盖罩．

图9 敷设阻尼与增加质量对响度影响结果 Fig.9 Effect of laying damping materials and adding mass on loudness

3.3.2 尖锐度

尖锐度主要用于描述高频噪声在频谱中所占比例，定义中心为1kHz、带宽为60dB的窄带噪声尖锐度为1acum，尖锐度公式为

式中：S为尖锐度；'N为特征响度；g(z)为不同特征频带下的附加系数，其表达式为

尖锐度越高，噪声信号则越尖锐刺耳．图10a为气缸盖近声场噪声尖锐度对比．转速低于1900r/min以下时，加质量块以及敷设阻尼材料对尖锐度影响较小，而在中、高转速(1900～3200r/min)，激励频率 相对增加，增加质量块的尖锐度约降低了0.2acum，由图5可知增加质量后的表面振动频率降低，这使得尖锐度降低．敷设阻尼材料后，尖锐度在2500～3200r/min时约降低了0.1acum．对于塑料材质的正时盖罩板，敷设阻尼材料后尖锐度在各转速段都约降低了0.1acum，如图10b所示．从图7与图8中可以看出，敷设阻尼后尖锐度的降低主要是由于共振带的消除以及部分高频能量被削弱所引起．

图10 敷设阻尼与增加质量对尖锐度影响 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们对噪声信号实时变化的感受．当粗糙度增加时，即使响度或声压级完全不变，人耳感受到噪声信号也会更加嘈杂．粗糙度主要受信号频率与幅值快速变化所影响，即调制频率与调制深度．定义声压级为60dB，调制幅度为1，调制频率为70Hz 的1kHz正弦波纯音信号的粗糙度为1asper．调制频率在70Hz粗糙度最大，其公式为

式中：R为粗糙度；fmal为调制频率；ΔL为调制深度，即临界频带内声压的变化幅值；N '(z)max和 N'(z )min分别为特征响度的最大值和最小值．

图11为气缸盖罩及正时盖罩的粗糙度对比．在低速段(1200r/min以下)，轮系噪声为主要的噪声激励源，其声音较为嘈杂，粗糙度也相应很高；当转速 相对较高时，燃烧及空气噪声为主要噪声激励源，粗糙度也相应降低．敷设阻尼及增加质量对粗糙度几乎没影响，这主要是因为阻尼与质量虽然能改变所辐射噪声信号的幅值与频率，但不能改变幅值和频率在时域上的变化波动，即调制深度与调制频率无改变，因而敷设阻尼与增加质量都不能降低粗糙度．

图11 敷设阻尼与增加质量对粗糙度影响 Fig.11 Effect of laying damping materials and adding mass on roughness

4 结论

发动机薄壁件是噪声的主要辐射源，从结构上，改变其质量与阻尼是较为简单且易于实施的优化噪声手段．对气缸盖罩与正时盖罩通过增加质量块以及敷设阻尼材料进行了噪声对比试验，并对声品质进行了分析，主要结论如下：

(1) 发动机薄壁件增加质量块后，振动加速度降低了5～10m/s2，共振频率降低了200Hz，由于共振频率的降低，噪声尖锐度降低了0.2acum；但是增加质量不会改变表面法向振动速度，因而辐射噪声的声功率级变化很小，响度也无明显变化．

(2) 敷设阻尼材料后，薄壁件受迫振动产生的噪声共振带被大幅削弱，又由于阻尼材料的黏性效应，部分振动能量转化为热能耗散，且部分燃烧穿透噪声被衰减，使得辐射噪声在各频段都有所降低；对于铝合金的气缸盖，响度在高转速(2500～3100r/min)下降低了5sone；对塑料正时盖罩，转速越高响度优化效果越显著，在标定转速(3200r/min)响度降低值可达12sone，尖锐度在各转速下约降低0.1acum；由于未能改变噪声幅值和频率在时域上的变化波动，增加质量与敷设阻尼对粗糙度影响都很小．

(3) 改变薄壁件的质量主要影响辐射噪声的尖锐度，改变阻尼主要影响辐射噪声的响度；对于小功率发动机，气缸盖敷设阻尼材料后响度降低有限，而正时盖罩敷设阻尼材料后响度降低较明显，因而针对正时盖罩敷设阻尼材料是可实际应用的降噪措施．