汽车发动机油底壳的振动噪声性能分析与优化

引言

汽车发动机噪声辐射主要来源于“薄壁结构”，例如油底壳、阀盖、正时齿轮罩。由于油底壳承受着相对居高的发动机缸体的激励，所以在发动机结构噪声中油底壳的贡献所占比例较明显。本文描述了在汽车发动机油底壳开发设计前期、实物样件试制之前，用CAE 分析手段对油底壳振动噪声性能进行分析与预测，并指导油底壳设计方案改进与优化，有效地降低产品开发风险，减少样件试制数量与轮次而减少试制费用。

在理论上,只要激励频率范围从零扩展到无限大,那么系统的动态特性也就完全确定，本文在没有发动机整机的三维数据但具备惯性参数时施加多工况下的虚拟力载荷作为输入,用频响法有效地模拟与分析发动机油底壳的动态响应。用边界元方法进行自由场中油底壳的辐射噪声分析，在油底壳顶部生成刚性面以防止油底壳内表面振动引起的噪声干扰。隔声分析中利用声构耦合方法，声源类型为模拟扩散场的分布平面波。油底壳的声音品质特性首先通过场点的声音回放由人的主观感受来分析和评价，场点的模拟声音信号通过发动机阶次跟踪方法获得，得到的声音品质主观评价结果可以应用于后续的成对比较法中。

作为优化设计结果，本文提供了同等材料的改进油底壳结构，从振动级、辐射声、隔声、声音品质的计算分析全面比较优化设计前、后油底壳的振动噪声性能。

1 原油底壳辐射噪声的仿真

通过试验测试得到发动机整机的惯性参数,由此换算出油底壳之外部件的惯性参数并生成相应的质量单元, 用模态法进行多工况下的动力响应分析，，得到各转速下油底壳的振动响应,用阶次跟踪分析油底壳的辐射噪声。

1.1 采用发动机整机惯性参数的模型建立

利用试验测得的发动机整机的惯性参数建立整机有限元模型,如图1 所示。

图1 发动机整机有限元模型

1.2 发动机整机模态计算分析

发动机整机模态频率计算的理论背景是多自由度系统的自由振动方程,其数学模型如下式（1）所示。

其中mij =mji , kij= kji。上式简化写成式（2）。

第i 阶固有频率如式（3）所示。

其中为对应于固有频率fi 的主振型阵，Ki 为第i 阶主刚度，Mi 为第i 阶主质量。

用Virtual Lab Noise&Vibration 模块进行发动机整机的模态计算，模态计算分析上限截止频率是后续的动态响应分析上限截止频率的至少两倍以上。为了与改进后的油底壳结构相比较，暂不妨列出前十阶模态计算结果，如表1 所示，相关的油底壳各部位的定义如图2所示。

图2 油底壳各部位的定义

表1 原油底壳发动机整机前十阶模态计算结果

1.3 发动机整机动态响应计算分析

假设发动机整机受简谐激励，相应的动力学方程如式(4)所示。

M x″+ C x′+ K x = F(t) (4)

上式中M、C、K 分别为质量阵、阻尼阵、刚度阵；F(t)为力载荷；x″、x′、x 分别为加速度向量、速度向量、位移向量。

通过Virtual Lab 软件用模态法进行多工况下的发动机整机动态响应计算。以结构振动加速度作为油底壳的振动评价参数，下面列出的图3 至图8 分别为某一转速下油底壳左侧、右侧、前侧、前底部、后底部、斜坡部位某点的振动加速度级频谱云图。

图3 原油底壳左侧一点的法向振动加速度级

图4 原油底壳右侧一点的法向振动加速度级

图8 原油底壳斜坡部位法向振动加速度级

减小结构振动与降低结构声辐射并不一致，本文的第4 节将以控制结构本身振动为目标对原油底壳进行优化，设计出一款减小结构本身振动的油底壳结构。[page]

1.4 原油底壳辐射噪声计算分析

简谐激励作用下结构振动在外部流体介质中产生的辐射声压满足Helmholts 方程，如式（5）。

其中，P 为声压，Ｋ为波数。

边界元法求解自由场的场点声压,如式(6)。

其中，S 为边界元表面，G 为自由场的格林函数。

首先保证用来声学分析的油底壳边界元模型满足分析精度，利用Virtual Lab 计算自由声场中油底壳上、下、左、右、前侧五个场点处的声压级分布。图9 为原油底壳辐射噪声计算模型，以发动机油底壳上、下、左、右、前侧五个场点处的总声压级作为油底壳的指向性辐射性能指标之一,相应的频谱见图10。

图9 原油底壳辐射噪声计算模型

图10 原油底壳上、下、左、右、前侧五个场点处的声压级频谱

可以得到，原油底壳上、下、左、右、前侧1 米远处场点的总辐射声压级分别为64.3dBrms、69.4dBrms、66.1dBrms、68.9dBrms、67.2dBrms。

图11 至图15 分别是多工况下发动机原油底壳的结构模态对上述五个场点辐射噪声的参与量，从中可以看到，前四阶结构模态对辐射噪声的参与量较大。

辐射声功率是单位时间内垂直通过指定面积的声能，如式(7)所示，声功率与结构件的距离无关，以辐射声功率作为油底壳的另一个声辐射性能评价指标。

用阶次跟踪法计算各工况下的辐射声功率级，如图16 所示。

图16 各工况下原油底壳的辐射声功率级分布

从上图16 可以看到各工况下的辐射声功率级在每个模态频率点处较大,而且在500Hz内的中、低频段原结构件的前四阶模态频率附近，即142Hz、173Hz、211Hz、227Hz 附近，发动机各阶次的辐射噪声尤为显著。

本文的第4 节将针对低频段的模态刚度及噪声进行优化，设计出一款减少低频段噪声并降低总体辐射噪声的油底壳。

2 原油底壳隔声性能的仿真

2.1 建立隔声分析模型

隔声分析中考虑声学分析精度以及空气流体与结构件的耦合，防声墙的模拟做到准确定位声源输入场与透射声场，声源类型为模拟扩散场的分布平面波，透射声场为自由场,如图17 所示。

图17 原油底壳的隔声分析模型

2.2 原油底壳的声传递损失计算分析

声传递损失是指入射声功率和透射声功率之比值，如式(8)所示，入射声功率与入射场总声压、声阻抗及结构件的几何有关，在满足场点的分布精度及声学边界处理精度条件下，透射声功率与声源激励、结构件本身的模态特性有关,因此以声传递损失作为结构件的隔声性能评价指标。

利用Virtual Lab 软件用边界元法进行声传递损失的计算。作为参考，仅列出某一转速下原油底壳的声传递损失频谱曲线，如图18 所示。[page]

图18 原油底壳的声传递损失频谱

从上图18 可以看出，原油底壳的声传递损失变化浮动较大，而且在结构模态频率点附近,即142Hz、173Hz、211Hz、227Hz 附近，声传递损失明显下降，说明在这些模态频率附近其隔声性能下降从而其透射声功率明显增大。这是因为，当声源激励频率接近发动机结构模态频率时油底壳上的两波发生共振而产生波的吻合,此时油底壳的振动与空气中声波的振动达到高度耦合，声能大量地透射过油底壳。声源激励大小为1Pa、分析步长为2Hz 时2000Hz内原油底壳的总透射声功率为86.68dBrms。

本文的第4 节将针对低频段的噪声进行优化，设计出一款减少低频段透射噪声的油底壳。

3 原油底壳声音品质的仿真

3.1 模型建立

参见图9。

3.1 合成声音采集

图19 至图23 分别为原油底壳上、下、左、右、前方一米远处场点的辐射声音合成信息。从声音回放可以感觉到，各场点的声音在听觉上抖动频繁而且比较粗糙，随着发动机转速的提高声音变得尖锐刺耳。

4 噪声优化

噪声优化分两个步骤，即，先对原油底壳进行形貌优化，之后采取橡胶隔振措施达到更好的减振降噪效果。形貌优化的目的主要是为了加强油底壳的刚度、减小低频段的振动噪声；而橡胶隔振器阻尼大，吸收机械能量强，尤其是吸收高频能量更为显著，可以用来控制结构振动参量（例如，加速度）并降低辐射噪声参量（例如，声功率级、声压级）。

4.1 油底壳改进后的发动机整机模型

对油底壳进行形貌优化后再用橡胶材料采取隔振措施，发动机整机模型如图24 所示。

图24 油底壳改进后的发动机整机模型

4. 2 油底壳改进后的发动机整机模态计算分析

油底壳改进后的发动机整机前十阶模态计算结果如表2 所示。

表2 改进油底壳后发动机整机前十阶模态计算结果

从表2 可以看出，油底壳改进后的发动机整机第一阶模态频率较原来的第一阶模态频率提高87.2%，模态数明显减少。

4. 3 油底壳改进后的动态响应计算分析

对应于原油底壳，图 25 至图30 分别为改进后油底壳的左侧、右侧、前侧、前底部、后底部、斜坡部位某点的振动加速度级。可以看出，改进后油底壳的振动加速度级明显降低。

4. 4 油底壳改进后的辐射噪声计算分析

图 31 为发动机某一转速（与1.4 中的工况相同）时改进后油底壳上、下、左、右、前侧五个场点处的声压级频谱。[page]

图31 改进后油底壳上、下、左、右、前侧五个场点处的声压级频谱

从图31 可以看到，改进后的油底壳辐射声压级在低频段降幅较明显，而且上、下、左、右、前侧1 米远的五个场点其总辐射声压级均明显降低，分别为54.7dBrms、61.1dBrms、57.2dBrms、56.6dBrms、46.5dBrms，较原油底壳的总辐射声压级分别降低9.6dBrms、8.3dBrms、8.9dBrms、12.3dBrms、20.7dBrms。

用阶次跟踪法计算各工况（与1.4 中的各工况一致）下的辐射声功率级，如图32 所示。

图32 各工况下优化后油底壳的辐射声功率级分布

从图32 可以看到，改进油底壳的辐射声功率级明显降低，而且在500Hz 内的中、低频段结构件的模态频率附近没有出现明显的噪声辐射峰值，而且每个转速下的总辐射声功率级均明显降低。

4. 5 改进后油底壳的声传递损失计算分析

利用 Virtual Lab 软件用边界元法进行声传递损失的计算。作为参考，仅列出某一转速（与2.2 中的工况一致）下改进后油底壳的声传递损失频谱曲线，如图33 所示。

图33 改进后油底壳的声传递损失频谱

从上图33 可以看出，改进后油底壳的声传递损失虽然在一些结构模态频率点附近仍然明显下降， 但是已消除了240Hz 以下低频段的声传递损失盲点。声源激励大小为1Pa、分析步长为2Hz 时2000Hz 内改进油底壳的总透射声功率为 83.98dBrms，较原油底壳的总透射声功率降低2.7dBrms。

4. 6 改进后油底壳的声音品质分析

图 34 至图38 为改进油底壳上下左右前侧五个场点处的辐射声音合成信息。从声音回放可以感觉到各场点的声音强度减弱而且在听觉上抖动减少，随着发动机转速的提高声音过度平滑浑厚，跟原油底壳辐射噪声相比整体上令人愉悦。

5 结语

通过形貌优化和橡胶隔振器的采用，在有效减小油底壳的结构振动加速度级、降低辐射噪声级和总透射声功率的同时也改善了其声音品质。本文旨在汽车发动机油底壳开发设计时，探索油底壳本身振动噪声性能分析与评估方法，由此为设计结构优化、材料选型、工艺设计等技术领域提供关于振动噪声性能评估依据。

用CAE 方法从结构模态分析、动态响应分析、辐射声分析、隔声分析、声音品质分析等系列仿真计算综合评价汽车发动机油底壳的振动噪声性能，无论在产品开发设计前期还是试制完成后的对比评价，成为汽车发动机附件设计开发的有效方法，缩短了开发周期，节省了人力和物力。现代振动噪声控制包括两个层面，其一是降低结构振动级和噪声的声压级，其二就是调节产品的声音特性，通过成对比较法和噪声优化，能够消除总体噪声中令人烦躁的成分，营造一个令人舒适的车内外环境。

【参考文献】
1. 师汉民. 机械振动系统.华中理工大学出版社，1999.