DOI: 10.11817/j.issn.1672-7207.2016.08.013

基于辐射噪声响度的柴油机NVH性能优化

熊飞，郝志勇，刘瑞骏，王连生，李一民，张焕宇

(浙江大学 能源工程学院，浙江 杭州，310027)

摘要：分析人耳对不同频率纯音的衰减特性，提出结合人耳的衰减特性和柴油机辐射噪声的频谱特性进行响度优化的方法。运用多体动力学法和边界元法对柴油机进行声学分析，采用Moore响度模型对柴油机的辐射噪声的响度进行仿真分析。分析认为柴油机1 300~2 000 Hz的辐射噪声对柴油机响度贡献最大，通过声强法噪声源识别试验得出柴油机辐射噪声在该频段的主要贡献部件是油底壳、齿轮室罩、缸盖罩以及机体。 对柴油机的齿轮室罩、缸盖罩以及机体进行结构改进，改进后柴油机的声功率级由76.4 dB下降至75.5 dB，降低0.9 dB；柴油机辐射噪声响度由161.5 sone下降到144.7 sone，降低10.4%，柴油机的 NVH性能明显改善。

关键词：柴油机；辐射噪声响度；多体动力学法；边界元法；NVH性能

中图分类号：TK422             文献标志码：A         文章编号：1672-7207(2016)08-2629-07

NVH performance optimization of diesel engine based on loudness of radiation noise

XIONG Fei, HAO Zhiyong, LIU Ruijun, WANG Liansheng, LI Yimin, ZHANG Huanyu

(College of Energy Engineering, Zhejiang University, Hangzhou 310027, China)

Abstract: The attenuation characteristics of the ear for pure tones of different frequencies were analyzed, and the method combining the attenuation characteristics of the radiation noise and the spectral characteristics of the diesel engine radiation noise to optimize the loudness was proposed. Multi-body dynamics method and boundary element method were adopted to conduct sound analysis of the diesel engine, and Moore’s model of loudness was applied to simulate and analyze the loudness of the diesel engine radiation noise. The diesel engine radiation noise in 1 300-2 000 Hz was considered as the greatest contribution to the loudness, while oil pan, gear chamber cover, cylinder head cover and engine body were main noise sources in the frequency band by noise source identification test with sound intensity method. The structures of gear chamber cover, cylinder head cover and engine body were modified, the sound power level of the diesel engine radiation noise drops from 76.4 dB to 75.5 dB, i.e. drops by 0.9 dB; the loudness declines from 161.5 sone to 144.7 sone, i.e. declines by 10.4%. The NVH performance is improved obviously.

Key words: diesel engine; loudness of radiation noise; multi-body dynamics method; boundary element method; NVH performance

随着社会的发展，汽车已经成为代步工具之一。消费者在购买汽车时，汽车的NVH(noise，vibration，harshness)性能也愈发关键^[1]。发动机噪声直接关系到汽车NVH性能，近些年来有关发动机噪声控制的文献不计其数，但几乎都是以降低A计权声功率级为研究内容，发动机声品质的研究则十分罕见。张磊等^[2]应用有限元及多体动力学软件对发动机噪声进行研究，通过改进薄壁件结构使整体的A计权噪声下降1 dB。李民等^[3]采用拓扑优化与形状优化方法对齿轮室罩进行再设计，辐射噪声的A计权声功率级在1 400~ 1 800 Hz内有不同程度的下降。贾维新等^[4]采用形貌优化对油底壳进行再设计，辐射噪声的A计权总声功率级降低3 dB。上述文献均是以降低A计权声功率为目的，A计权声级是用40 phon的等响曲线来修正实际声压，仅代表人耳对低声压的感受，并不能反映主观对实际声音的真实感受^[5]。由于人主观因素的介入，用A计权测量的声压级小的声音，但感觉上是声音非常响；甚至A计权测量的声压级大的声音，感觉上比声压级小的响度小^[6-7]。因此，传统的A计权声级局限性日益突出，从声品质角度对发动机进行NVH性能优化也应运而生。本文作者对柴油机进行动力学响应分析和声学分析，再运用Moore响度模型进行发动机的响度仿真，Moore模型的响度分析结果是众多响度模型中最准确的^[8]。结合人耳的衰减特性及柴油机辐射噪声的频谱特性对整机进行结构优化，降低柴油机辐射噪声的响度和改善其对人的舒适性。

1  响度理论

N为响度，单位为sone，定义1 000 Hz，40 dB纯音的响度为1 sone。响度是描述人耳对声音感觉强度的心理学量，是声品质的重要特征。

声源产生的声音激励E₀首先传至外耳，然后经过耳廓、外耳道、鼓膜、中耳腔及听耳链衰减至激励E，该激励刺激内耳的耳蜗从而使声音传入大脑^[9]。耳廓、外耳道、鼓膜、中耳腔及听耳链的综合衰减特性与声音的频率成分有关^[8]，如图1所示。人耳对750 Hz以下的纯音激励产生衰减作用，对频率在750~3 150 Hz的纯音激励则会产生增益作用，增益作用的趋势是随频率的增加而增强。

Moore响度模型用等效矩形频带(equivalent rectangular bandwidth，ERB)代替临界频带，考虑耳蜗对声音的灵敏度，将可听域划分为约40个特征频带^[10]。等效矩形频带率与中心频率f之间的关系为

特征响度定义为单位等效矩形频带内噪声的响度，反映了响度的频域分布特性，用符号N′表示，单位是sone/ERB。在计算域内对特征响度进行积分则可获得响度。

图1  人耳衰减特性

Fig. 1  Attenuation characteristics of ear

在关注频段内，若信号的耳蜗激励E小于人耳阈值对应激励E_TH，则特征响度N′计算方法^[11]为

若信号的耳蜗激励E大于激励E_TH，但小于10¹⁰，则特征响度N′计算方法为

若信号的激励耳蜗E大于10¹⁰，则特征响度N′计算方法为

阈值激励E_TH并不是定值，其幅值是随频率变化，E_TH如表1所示^[12]。 式(2)~(4)中：C=0.046 87，为常数；G为耳蜗放大器在特定频率下的低能级增益，G与E_TH的乘积是定值，故G也随着频率变化。α则是与G相关的修正量，两者的关系如图2所示。

表1  单耳听觉的阈值激励

Table 1  Threshold excitation of monaural listening

响度是受声源激励与人耳综合作用的，故降低响度必然要结合这2个方面。柴油机的辐射噪声的关注频率500~3 000 Hz，根据人耳衰减特性可知：降低柴油机750~3 000 Hz的辐射噪声激励E₀可以更有效地降低耳蜗激励E。式(2)~(4)中的特征响度N′与耳蜗激励E为正相关关系，降低耳蜗激励E必然会使响度N降低。因此，降低柴油机750~3 000 Hz的辐射噪声激励能有效的降低整机响度。

图2  α-G 关系

Fig. 2  Relationship between α and G

2  研究模型及模型验证

2.1  研究模型

本文研究对象为某水冷直列四冲程直喷柴油机，柴油机的标定工况为55 kW/3 000 r/min，压缩比为18。根据已有柴油机数模上进行网格划分，建立整机有限元模型，如图3所示。柴油机有限元模型包括二阶四面体单元、一阶六面体单元以及二阶的面单元，共计435 355个单元，766 688个节点。整机模型中主要包括以下部件：机体、缸盖、缸盖罩、齿轮室、齿轮室罩、飞轮壳、油底壳以及支架等。

图3  整机有限元模型

Fig. 3  Finite element model of whole engine

2.2  模型验证

为确保后续仿真计算的可靠性，柴油机有限元模型准确性得到验证后才能真实地反映柴油机的实际工作状况。模态可以反映结构本身传递函数特点，传递函数则是固有属性。进行NVH性能优化时，通过比较实验和有限元计算的模态频率，进行模型准确性验证。对比结果相差较大，则可以依据实验数据对有限元模型进行修正，最终建立准确的有限元模型。

柴油机有限元模型模态计算量大，并且整机模态试验比较困难，此处对主要部件模态验证，包括：机体、缸盖、缸盖罩、齿轮室罩(正时罩)、油底壳、曲轴系，间接对柴油机模型进行验证，有限元模型之间的连接的正确性则在下文中进行验证。实验模态数据采用多点激励单点响应的方法获得，通过弹性细绳悬吊来模拟部件的自由边界条件。将各部件的有限元模型赋予部件实际材料参数，如表2所示，通过有限元分析软件计算以获得其计算模态数据。柴油机各部件的前5阶实验模态与前5阶计算模态对比如表3所示。

表2  各部件材料参数

Table 2  Material parameters of each component

表3  各部件实验模态与计算模态对比

Table 3  Contrast of measured and simulated modal frequencies of each component

经对比，各部件计算自由模态与实验自由模态的最大误差均在10% 左右，大部分阶次的相对误差在5%以内，符合工程计算精度要求，则该有限元模型可以模拟实际柴油机各部件的物理特性。

3  整机动力学仿真分析

3.1  动力学计算

整机动力学计算的目的是模拟柴油机实际工作情况，获取柴油机动力学响应^[13]。柴油机在进行实验时采用弹性支承，由于无法获得弹性支承的参数，动力学模型中通过4个刚性支架来模拟柴油机的安装方式，这样会在低频段产生一定的误差。但柴油机的结构辐射噪声重点关注频段是500~3 000 Hz，后期经过数据处理，并且与实验进行对比，结果说明动力学仿真计算与实验基本一致。

选取标定工况(55 kW/3 000 r/min)分析柴油机的结构动力学响应，该工况下柴油机具有最大的输出功率。整机动力学计算需要输入某些参数：柴油机基本参数，如缸径、行程、转速、燃气压力曲线；连杆和活塞质量数据，曲轴系数据；柴油机有限元网格及缩减；其他边界条件如活塞侧向力、凸轮轴承力、气门落座力以及摇臂座力。

燃气压力曲线需通过实验获取，在燃烧室上方开适当的小孔并布置压力传感器进行数据采集。活塞侧向力包括活塞二阶运动产生的敲击力与活塞往复运动引起的准静态力，可以通过AVL piston ring模块仿真计算得到。凸轮轴承力、气门落座力以及摇臂座力则通过AVL time driver模块仿真计算得到。其他输入参数则是通过有三维数模中获取，最后将上述数据输入到整机EXCITE动力学模型仿真分析，可以获得柴油机表面振动加速度。

3.2  动力学仿真验证

为验证整机动力学计算的准确性，进行柴油机台架试验并测量标定工况下机体表面的振动响应。试验过程中，柴油机工作在标准工况，并选取柴油机机体上一点和柴油机油底壳上一点做振动响应测点，并且需要保证测点有足够大的振动响应，不能为结构的节点。采用振动加速度级来评价机体表面的结构响应，即：

式中：L_a为加速度级；a为机体表面的振动加速度；a₀为参考加速度，μm/s²。

图4所示为机体上和油底壳上的测点的动力学仿真与台架试验的振动加速度级的对比结果。机体测点的动力学仿真与台架试验的振动加速度级曲线在幅值和趋势上是基本一致的。油底壳测点的动力学仿真和台架试验的振动加速度级曲线在趋势上是一致的，但在幅值上动力学仿真值比试验值上下波动稍大。动力学仿真中没有考虑油底壳中的机油，而机油有一定的阻尼作用，因此动力学仿真幅值波动稍大，但对整机的动力学仿真结果影响不大。综上，通过台架试验很好地验证机体的动力学仿真结果，从而验证仿真模型及计算结果用于后续声学仿真的准确性，同时也验证有限元模型之间连接的正确性。

图4  仿真与实验振动加速度级对比

Fig. 4  Simulated and measured vibration acceleration level comparisons

4  响度分析及优化

4.1  响度仿真

柴油机辐射噪声响度仿真是基于声学响应，结合边界学方法(BEM)与动力学响应可以计算柴油机声学响应^[14-15]。通过BEM计算柴油机在500~3 000 Hz的辐射噪声，总声功率级为76.38 dB，声功率曲线如图5所示。根据式(1)~(4)进行整机辐射噪声响度仿真，得到响度为161.5 sone。

图5  原机辐射声功率曲线

Fig. 5  Radiated acoustic power level curve of original engine

4.2  噪声源分析

由图5可知：声功率级在500 Hz及1 300~2 000 Hz存在明显的峰值。人耳对750 Hz以下的纯音激励产生衰减作用，对频率在750~3 000 Hz的纯音激励则会产生增益作用，且3 000 Hz的增益作用最大，考虑到3 000 Hz声音激励峰值远小于1 300~2 000 Hz内的最大峰值，因此认为1 300~2 000 Hz的声音激励才是引起整机响度大的最重要的因素。

为进一步确定1 300~2 000 Hz的噪声源具体部位，从而为柴油机响度优化提供方向，故对柴油机进行声强法噪声源识别试验。声强试验在柴油机的前端及进气侧进行，关注频段为1 300~2 000 Hz。图6所示为柴油机进气侧声强试验图及声强云图，在1 300~ 2 000 Hz内的噪声源主要集中在油底壳侧面、机体中部以及缸盖罩局部。图7所示为柴油机前端声强试验图及声强云图，在1 300~2 000 Hz内的噪声源主要集中在齿轮室罩中部。

由于在1 300~2 000 Hz内油底壳、齿轮室罩、缸盖罩以及机体侧面的局部区域的局部模态较密集，易与柴油机的振动激励产生共振而使整机的噪声激励E₀较大，因此认为上述部件对整机响度贡献大。

图6  进气侧声强试验图

Fig. 6  Sound intensity test picture of intake side

图7  前端声强试验图

Fig. 7  Sound intensity test picture of front end

4.3  响度优化

优化途径为增加刚度和减小输入激励，刚度增加使部件局部模态频率增大，从而避开振动激励频率，最终降低整机辐射噪声响度。响度优化时应遵循不使柴油机的外特性恶化、经济性变差及排放不达标等原则。

图8所示为整机结构改进。由声强法噪声源识别试验得出在1 300~2 000 Hz内的整机响度的主要贡献部件为：油底壳、齿轮室罩、缸盖罩以及机体中部，下面运用模态追踪法对各部件结构进行改进。机体改进措施是机体两侧加筋(图8(a))；油底壳为冲压件，其厚度非常薄，因此刚度较差，单纯地加筋或者增加厚度效果并不明显，故通过在机体底部增加加强支架来抑制机体群部开合振动，从而减小油底壳噪声输入激励(图8(b))；齿轮室罩的改进措施是添加加强筋以及改变部分结构(图8(c))；缸盖罩的改进措施则是添加加强筋以及改变加油孔与螺栓孔位置(图8(d))。

图8  整机结构改进

Fig. 8  Structure improvement of whole engine

将改进后的有限元模型按照前文中的分析方法进行整机动力学响应分析及声学分析，改进后的整机辐射噪声声功率曲线如图9所示，总声功率级由原机的76.4 dB下降到75.5 dB，下降0.9 dB。根据式(1)~(4)进行整机辐射噪声响度仿真，得到响度为144.7 sone，下降16.8 sone，较原机下降了10.4%。图9可知：对柴油机结构的改进，在1 300~2 000 Hz内的整机的辐射噪声激励下降非常明显，虽然500 Hz噪声激励峰值和3 000 Hz的噪声激励峰值都均未明显变化，但整机的响度依然下降了10.4%，说明1 300~2 000 Hz的声音激励才是引起整机响度大的最重要的因素，从而证明本文提出的响度优化理论的正确性。

图9  改进后的整机辐射声功率曲线

Fig. 9  Radiated acoustic power level curve of modified engine

5  结论

1) 提出了结合人耳衰减特性及整机辐射噪声的频谱特性进行响度优化的方法。

2) 通过声强法噪声源识别试验得出了油底壳、齿轮室罩、缸盖罩以及机体中部对整机响度影响较大的结论。

3) 依据响度优化理论对缸盖罩、齿轮室罩及机体进行结构优化，优化整机辐射噪声声功率级下降0.9 dB，同时响度下降10.4%，柴油机噪声降低，NVH性能明显改善。

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(编辑  陈爱华)

收稿日期：2015-10-15；修回日期：2015-12-20

基金项目(Foundation item)：“十二五”国家科技支撑计划重点项目(2011BAE22B05)(Project(2011BAE22B05) supported by the National Science and Technology Pillar Program during the Twelfth Five-year Period)

通信作者：郝志勇，教授，博士生导师，从事汽车发动机振动噪声控制研究；E-mail：haozy@zju.edu.cn