多信息联合技术缸盖罩结构辐射噪声识别研究

摘 要：以某四缸柴油机缸盖罩薄壁件为研究对象，给出一种多信息联合识别技术，融合近场声压阵面扫描法、基于平板理想化的表面振速法及隔声法的识别优势对其结构辐射噪声进行分离与识别研究。针对整机噪声声功率级超标问题，利用近场声压阵面扫描快速定位标定工况下柴油机缸盖罩辐射噪声源；基于平板结构的辐射模型分析缸盖罩的声辐射能力；在综合考虑声辐射系数影响因素基础上，识别分析缸盖罩结构噪声的辐射特性，与传统方法相比可提高识别精度；再结合隔声法深入地识别缸盖罩结构噪声中的主要噪声源；最后，对识别结果进行降噪试验验证。该识别技术可为明确柴油机薄壁件降噪目标及其结构低噪声设计目标提供理论指导。

关键词：缸盖罩；振速；隔声；辐射特性；降噪

文献标志码：A 文章编号：1674-5124（2017）04-0140-05

0 引 言

柴油机缸盖罩、齿轮室盖、油底壳等薄壁件由于辐射表面积大、刚度低，极易产生诱导振动辐射噪声，成为柴油机结构表面主要的辐射噪声源，其中通过密封垫片及螺栓固定在缸盖上的缸盖罩受缸盖振动及摇臂与气门运动产生的声振激励，导致结构传递和透射出较大噪声。从噪声传播途径入手，要有效地控制缸盖罩结构辐射噪声，准确识别结构噪声源是关键。

发动机薄壁件结构噪声识别方法众多[1-3]，但这些方法往往只研究了由结构传递振动引起的薄壁件辐射噪声，忽略了由内部噪声激起的结构透射噪声，考虑到薄壁件轻量化设计材料镁、铝等广泛应用，其透射性能更应受到重点关注。蔡相儒等[4]采用声强法结合隔声法分离与识别了发动机齿轮室盖的结构传递噪声和结构透射噪声；张庆辉等[5]通过对声学环境条件要求苛刻的四负载试验法提取了柴油机缸盖罩内部声场声压级施加到其结构-声耦合计算模型中，识别了缸盖罩在发动机不同转速全负荷工况下的结构透射噪声。

本文以某四缸柴油机铸铝缸盖罩为研究对象，根据其平板结构辐射形式的特点，将近场声压阵面扫描法、基于平板理想化的表面振速法与隔声法多信息相融合，分离与识别柴油机标定工况下缸盖罩结构噪声中的主要噪声源。

1 多信息联合识别技术的基本理論

1.1 平板振速法

缸盖罩可简化为由5块矩形平板组成的集合体，基于平板理想化的表面振动速度[6-7]与辐射声功率级之间的关系式为

LW=20lg+10lgSrad+10lgσ+10lg+Δ（1）

式中：——平板垂直表面的振动速度均值，其中υ0=5×10-8 m/s；

Srad——辐射面积；

R——空气的声阻抗，其中R0=400 N·s/m；

Δ——A计权网络的衰减量，表面振速可通过对加速度频域积分[8]获得；

σ——声辐射系数。

平板结构的声辐射系数与波数比[6]满足的关系曲线如图1所示。对于给定的平板型结构，根据其基本振型的固有频率及横波波速与声速的比值[6]，每求出一个波数比，利用此关系曲线通过相应插值计算可求出一个声辐射系数。

1.2 隔声识别法

在缸盖罩表面振速识别试验的基础上，在不影响结构传递噪声的前提下，基于隔声识别法[4]采用三步隔声试验分离与识别缸盖罩结构噪声源，图2所示为结构透射噪声和结构传递噪声分离试验方案，其中连接内外两侧的复合钢板仅对缸盖罩起隔声作用。

在隔声识别中由插入损失可知：

ILi=-10lg（1-（W0-Wi）/Wt0）（2）

式中：ILi——缸盖罩在第i步隔声试验中获得的插入损失，i=1，2，3；

W0——缸盖罩的声功率；

Wt0——缸盖罩的结构透射声功率。

基于结构噪声能量守恒原理W0=Wt0+Wd，利用近场插入关系等式IL3=IL1+IL2，可获得缸盖罩的结构透射噪声声功率为

Wt0=（3）

综上所述，基于近场声压阵面扫描法[9]、平板振速法及隔声识别法相结合融合信息，能准确量化缸盖罩对整机噪声的能量贡献大小，进一步有效分离与识别缸盖罩的结构透射噪声与传递噪声，其识别分析流程如图3所示。

2 缸盖罩结构辐射噪声识别试验分析

2.1 结构噪声辐射特性识别试验分析

使用四缸四冲程、自然吸气直喷水冷柴油机，标定工况下转速为3 200 r/min，功率为50 kW。柴油机整机声功率试验在满足声学环境测试要求的台架实验室中进行，静态背景噪声声压级为53.9 dB（A）。在整机噪声测试时，用石棉材料包裹排气管并引其噪声至室外，及时关闭房间通风扇。基于GB/T 1859

——2000《往复式内燃机辐射的空气噪声测量》，采用9点声功率法获得在标定工况下整机声功率级为114.3 dB（A），因此不满足GB 14097——1999《中小功率柴油机噪声限值》规定的限值（114 dB（A））要求，整机噪声值超标。

在相同声学环境和工况下，在距柴油机缸盖罩表面正上方为10 cm的平面上布置网格边长为10 cm的5×7个测点，将声传感器从左至右、从下至上逐点进行近场声压阵面的扫描测试，得到缸盖罩侧正上方的A计权声压级分布云图，结果如图4所示。

由图分析可知，靠近3、4缸部位的缸盖罩中间位置是柴油机正上方辐射表面噪声最大的部位，噪声声压级达到112 dB（A）。根据缸盖罩平板简化模型声辐射系数的理论推导公式，计算缸盖罩的1/3倍频程声辐射系数谱，结果如图5所示。

从图中分析可知，传统处理方法为计算简便，假设平板型缸盖罩在整个噪声分析频率范围内其值都为1，而忽虑了缸盖罩在不同频带声辐射能力的差别，最终会导致声功率级计算结果产生较大误差。本文基于缸盖罩平板结构噪声辐射模型进行其声辐射系数理论计算得到缸盖罩的声辐射系数都随着中心频率的提高而增大，在高于3 150 Hz的频率范围内，其声辐射系数逐渐接近直至相等为1，结果说明缸盖罩在高频的声辐射能力较强。

根据缸盖罩近场声压扫描识别结果及其声辐射系数计算结果，在组成缸盖罩的各平板结构表面均衡布置不少于4个振动测点，采用基于平板理想化的表面振速法获得缸盖罩结构振动与噪声的1/3倍频程谱，各个中心频率处的声功率级及平均速度如图6所示。

由图6（a）分析可知，缸盖罩结构噪声声功率级最大峰值为102.3 dB（A），出现在1 600 Hz中心频率处，结构噪声能量主要集中在以1 600～2 000 Hz为中心频率的频带范围内。结合图6（b）分析可知，在上述相应中高频带缸盖罩表面振速最大振幅与噪声峰值相对应，而在以31.5～200 Hz为中心频率的频带范围内，随着中心频率的提高A计权网络衰减量显著减小，声辐射系数对数衰减量也逐渐减小，通过式（1）计算得到在中心频率200 Hz以下，尤其在以100～200 Hz为中心频率的频带范围内，随着缸盖罩平均振速下降而其A计权声功率级却上升，两者变化趋势相反。再由图6（c）分析可知，缸盖罩表面振速在低频段振动响应能量也较大，但通过A计权低频能量衰减后，缸盖罩表面振速能量主要还是集中在中高频带，識别结果说明控制缸盖罩结构噪声关键是控制其中高频噪声能量辐射，亦即降低其中高频的振动响应能量。

进一步通过对缸盖罩1/3倍频程各中心频率处声功率级按照噪声能量合成的方法分别进行求和叠加，最终得到缸盖罩的总声功率级为106 dB（A），占整机噪声声功率级的14.7%。另外，如果其他条件不变，在各个频段令声辐射系数值都为1，通过简化振速法计算得到的缸盖罩声功率级为108.4 dB（A），虽其噪声辐射特性变化趋势相同，但与实际值之间误差相差2.4 dB（A）。

2.2 结构传递噪声和透射噪声识别试验分析

柴油机气门落座力、气缸燃烧压力及缸盖罩内部阀系零件产生的声振激励，通过不同的传递路径至气缸盖、缸盖罩及其内壁，激发其结构表面传递和透射出噪声[10]。

首先，基于表面振速法采用三步隔声试验获取标定工况下缸盖罩在采取不同隔声措施后结构噪声的1/3倍频程声功率级谱，结果如图7（a）所示；然后，结合隔声前缸盖罩的声功率级谱，基于隔声识别原理可进一步分离与识别缸盖罩的结构传递噪声和透射噪声，图7（b）所示为缸盖罩结构噪声源最终分离结果。

由图7（a）可以看出，无论是在缸盖罩内、外侧还是两侧采取隔声措施后，缸盖罩的结构辐射噪声都有不同程度的衰减，特别是第3步试验对缸盖罩两侧采取双隔措施后，缸盖罩获得的插入损失最大，其中缸盖罩声功率级由隔声前的106 dB（A）降为104.1 dB（A），降低近2 dB（A）。

从图7（b）中分析可知，缸盖罩结构噪声分离出结构传递噪声与结构透射噪声两部分，其中结构透射噪声声功率级为104.3 dB（A），其占结构噪声的比重为68.4%。同时缸盖罩结构透射噪声声功率级最大峰值为100.6 dB（A），出现在1 600 Hz中心频率处；结构透射噪声能量主要集中在以1 250～2 500 Hz为中心频率的频带范围内，识别结果说明在标定工况下，缸盖罩结构透射噪声是其结构噪声的主要噪声源，控制缸盖罩结构噪声关键是控制其中高频范围的结构透射噪声。

3 基于多信息联合技术的降噪试验验证

在标定工况下，根据识别结果，采取隔声措施[11]来衰减缸盖罩中高频范围的结构透射噪声，设计的紧贴式缸盖罩隔声结构如图8（a）所示，缸盖罩隔声结构由树脂基复合材料外表面护面层、防止护面层二次噪声辐射的粘弹性层及内衬高吸声系数材料的吸声层组成，其中内衬吸声层采用具有高吸声系数的毛毡来提高缸盖罩隔声结构的插入损失。采用隔声罩后，缸盖罩辐射表面声压扫描结果如图8（b）所示，对比隔声前的声压扫描结果，缸盖罩正上方辐射表面噪声声压级有明显降低，特别是缸盖罩区域噪声能量衰减最显著。

在标定工况下，缸盖罩安装紧贴式隔声罩前、后近场表面结构噪声的1/3倍频程谱，如图9所示。加隔声罩后，结构噪声在以1 250～2 500 Hz为中心频率的频带集中能量有显著衰减，其中在1 600 Hz中心频率处噪声声压级峰值下降了4.2 dB（A）；近场总声压级为105.2 dB（A），与隔声前相比，下降了3.7 dB（A）；同时标定工况下柴油机声功率级由隔声前的114.3 dB（A）降为113.7 dB（A），优于柴油机噪声限值的国家标准要求。隔声降噪试验结果分析表明，设计的紧贴式隔声罩能最大程度地衰减铸铝缸盖罩结构透射噪声，降低整机噪声，同时也进一步验证了基于多信息联合技术识别结果的准确性。

4 结束语

1）在标定工况下，铸铝缸盖罩是四缸柴油机主要辐射表面的主要辐射噪声源，在高频范围内其辐射噪声能力较强；缸盖罩结构辐射噪声占整机噪声14.7%，是薄壁件中降噪的重点，其中集中在中高频范围的缸盖罩结构透射噪声是其结构噪声的主要噪声源。

2）设计了具有高插入损失的紧贴式隔声结构有效衰减了缸盖罩结构透射噪声，并最大程度地降低四缸柴油机表面辐射噪声至113.7 dB（A），优于四缸柴油机噪声限值的国家标准要求。

3）基于近场声压阵面扫描法、平板振速法及隔声法相融合的多信息联合识别技术能快速定位柴油机薄壁件结构辐射噪声源，能准确识别其结构噪声源中的透射噪声，更能为后期控制薄壁件结构辐射噪声提供更明确目标。

参考文献

[1] 舒歌群，马维忍，梁兴雨，等. 柴油机薄壁件表面辐射噪声的研究[J]. 内燃机工程，2009，30（2）：25-28.

[2] LEE S M， SHIN T， KIM B H， et al. Identification of engine noise source based on acoustic source quantification using sound intensity and particle velocity measurement[J]. SAE Technical Paper，2013（1）：1978-1986.

[3] 黄文星，龚灵辉，沈黎明，等. 4缸增压柴油机噪声试验研究[J]. 机械科学与技术，2014，33（12）：1815-1817.

[4] 蔡相儒，魏长生，沈秀奇，等. 发动机子声源隔声识别法的研究及应用[J]. 内燃机工程，2010，31（4）：105-108.

[5] 张庆辉，郝志勇，张焕宇，等. 柴油机缸盖罩隔声性能与透射噪声[J]. 天津大学学报（自然科学与工程技术版），2014，47

（9）：796-802.

[6] 何天明，蒋维铭，乔秀娟. 6105QA柴油机气门室盖辐射噪声计算及控制[J]. 武汉工学院学报，1995，17（4）：12-18.

[7] 冯仁华，张大鸣，邓帮林，等. 一种高效的发动机辐射噪声计算方法研究[J]. 振动与冲击，2014，33（18）：198-203.

[8] 张志，孟少平，周臻，等. 振动台试验加速度积分方法[J].振动、测试与诊断，2013，33（4）：627-633.

[9] 孟浩东，干为民，李舜酩，等. 柴油机表面辐射噪声源识别研究[J]. 机械科学与技术，2016，35（10）：1556-1562.

[10] 郑康，郝志勇，毛杰，等. 考虑透射噪声的内燃机薄壁件声学预测方法[J]. 浙江大学学报（工学版），2013，47（4）：692-697.

[11] 孟浩东，李舜酩，白莹，等. 某单缸柴油机表面辐射噪声源试验分析与改进[J]. 南京航空航天大学学报，2013，44（6）：898-903.

（编辑：李妮）