柴油機缸蓋罩動態特性分析與改進

孟浩東，王 勇，廖連瑩，白翠平

（1.常州工學院汽車工程學院，江蘇 常州 213002；2.江蘇大學汽車與交通工程學院，江蘇 鎮江 212013）

1 引言

柴油機缸蓋罩是柴油機表面輻射噪聲源的主要輻射部件，具有表面積大、剛度低等特性，受到柴油機燃燒與機械振動激勵后，薄弱結構極易產生振動響應而輻射較大噪聲。從激勵源傳遞路徑入手，要控制缸蓋罩的結構振動與噪聲，關鍵是分析缸蓋罩的振聲動態響應特性，找到影響結構動態特性的薄弱環節[1]。

在柴油機薄壁件結構動態特性研究方面，目前主要借助于試驗測試手段和仿真分析工具，采用有限元法、邊界元法等計算方法結合試驗識別方法進行研究[2-6]，文獻[4]在開發新型歐5 柴油機時，為改善其振動與噪聲性能，采用試驗和仿真相結合的方法改進了罩殼以及油底殼等薄壁件結構的動態特性。文獻[5]建立了缸蓋罩多體動力學模型計算了缸蓋罩振動響應并進行了試驗驗證，在此基礎上，根據聲品質評價結果找到了影響聲品質的缸蓋罩關鍵模態，并對其結構動態特性進行了優化。文獻[6]采用仿真分析與結構振動聲輻射理論相結合的方法，對某型柴油機缸蓋罩的振動響應和輻射噪聲進行了預測，識別了結構振動薄弱環節，提出了局部加厚的結構改進方案。

針對某四缸柴油機缸蓋罩的動態特性開展識別研究，采用頻譜分析法與近場聲壓掃描法相結合的方法，分析穩定工況下影響柴油機缸蓋罩振動與噪聲的動態響應特性，在此基礎上，將實驗模態與有限元計算模態分析法相結合，分析柴油機缸蓋罩的模態特性，研究缸蓋罩結構振聲響應特性與模態特性之間的相關性，研究結果指導優化缸蓋罩的動態特性。

2 柴油機缸蓋罩動態特性分析

缸蓋罩振動響應的激勵源有來自柴油機氣缸燃燒的爆發壓力、不平衡的往復慣性力以及配氣結構的沖擊力，它們通過缸蓋的主傳遞路徑傳至缸蓋罩，激勵其結構表面產生振動響應而輻射噪聲。另外，缸蓋罩內受閥系等零部件沖擊激勵，在內部產生混響的同時間接激發缸蓋罩振動，產生二次空氣噪聲輻射[7]。

缸蓋罩振動與噪聲產生機理受其結構動態特性的影響，下一步為研究缸蓋罩動態特性，融合頻譜分析法[8]、近場聲壓法[9]及模態分析法[10]進行分析，分析流程圖，如圖1 所示。

圖1 缸蓋罩動態特性分析方法Fig.1 Dynamic Characteristics Analysis Method of the Cylinder Head Cover

2.1 缸蓋罩振動響應特性分析

研究所用直列四缸四沖程、自然吸氣直噴水冷柴油機，缸徑為95mm，標定工況下轉速為3200r/min，功率為50kW。如圖2 所示，在靠近第2 缸和第3 缸之間位置的缸蓋罩上表面布置一個3向壓電式加速度傳感器，采用VTCL_DSP 振動測試系統在柴油機臺架性能實驗室對缸蓋罩開展穩態工況的振動測試，振動信號采樣頻率設置為10240Hz。在標定工況下，獲取鑄鋁缸蓋罩表面振動測點垂直方向的頻譜，功率譜，如圖3 所示。時頻譜，如圖4所示。

圖2 缸蓋罩振動測點及測試系統Fig.2 Vibration Measuring Points and VibrationTesting System of the Cylinder Head Cover

圖3 缸蓋罩測點功率譜Fig.3 Vibration Power Spectrum of the Cylinder Head Cover

圖4 缸蓋罩測點時頻譜Fig.4 Vibration Time-Frequency Spectrum of the Cylinder Head Cover

從缸蓋罩振動功率譜圖可以看出，當柴油機周期工作時，缸蓋罩受到燃燒爆發壓力和氣門落座等機械沖擊激勵產生結構振動響應，振動能量主要集中在（1435～1800）Hz 中高頻帶寬度內，且在1615Hz 時出現最大峰值。同時從缸蓋罩振動時頻圖分析可知，在柴油機工作周期內，在能量相對集中的相同峰值頻帶呈現明顯的周期瞬態特性，而正時齒輪嚙合沖擊頻率與氣門落座沖擊頻率都小于1000Hz，進一步說明缸蓋罩受柴油機寬帶激勵力作用產生了以某階結構模態為主導地位的結構共振響應。采用脈沖激振法進行了缸蓋罩工作約束狀態下的頻響函數分析結果，如圖5 所示。從圖中分析可知，在寬頻帶（1500～1800）Hz 的半功率帶區間，存在以1600Hz 左右為主導的模態固有頻率。綜上所述，缸蓋罩在柴油機激勵下的響應是由結構各模態振型的線性組合及強迫振動響應的疊加，其中，主模態在其模態頻率處對振動響應貢獻最大。

圖5 缸蓋罩頻響函數Fig.5 Frequency Response Function of the Cylinder Head Cover

柴油機缸蓋罩表面輻射噪聲是各種激振力和結構響應特性的綜合反應。如圖6（a）所示，在距缸蓋罩表面為10cm 的正上方側平面上布置（7×5）個測點，測試網格邊長為10cm，利用丹麥BK2250 型聲級計，如圖2（b）所示。采用近場聲壓法，在標定工況下按照從第一缸至第四缸，從左至右順序逐個掃描獲取缸蓋罩正上方側網格測點的噪聲信號，采樣頻率設置為12800Hz，其中上述臺架實驗室聲學環境滿足工程測試要求，得到頂面聲壓等高線分布陣面，如圖6（b）所示。從圖中可以看出，缸蓋罩是柴油機頂面的主要輻射噪聲源，尤其在靠近缸蓋罩中間位置第3 缸與第4 缸部位，噪聲輻射最大為112dB（A）。為進一步獲取缸蓋罩結構噪聲輻射特性，采用窄帶譜分析缸蓋罩近場測點噪聲結果，如圖7 所示。從圖中分析可知，缸蓋罩結構噪聲能量主要集中在（1120～3500）Hz 的中高頻帶，其中，在以1600Hz 為中心頻率（1400～1800）Hz 的頻帶范圍出現噪聲峰值，與結構振動響應能量集中的頻帶區間范圍基本吻合，說明缸蓋罩的某階主模態導致的結構共振是產生噪聲峰值的主要原因，又由于人耳對此中高頻率區間頻率成分比較敏感，因此控制缸蓋罩表面輻射噪聲的關鍵是避開結構共振模態或采取隔聲措施以降低敏感頻帶的振動與噪聲能量。

圖6 柴油機頂面近場聲壓掃描圖Fig.6 Near-Field Acoustic Pressure Scanning Diagram of Top Surface of the Diesel Engine

圖7 缸蓋罩近場測點噪聲的窄頻譜Fig.7 Narrow Bandwidth Spectrum of Near-Field Measurement Noise of the Cylinder Head Cover

2.2 缸蓋罩振動模態特性分析

針對缸蓋罩結構共振引起的輻射噪聲能量集中問題，可通過模態來控制，其中采用實驗模態與有限元計算模態相結合的方法來識別缸蓋罩模態特性參數，指導修改缸蓋罩結構特性控制噪聲。采用海綿墊自由支承鑄鋁缸蓋罩，為識別缸蓋罩的自由模態特性，構建具有22 個特征測點的缸蓋罩實驗模型，利用LMS Test.Lab 13A 模態測試系統采用多點激勵單點響應的脈沖激振法進行自由狀態下缸蓋罩的模態試驗，獲取缸蓋罩的模態參數，如圖8（a）、圖8（b）所示。根據缸蓋罩的試驗模態分析結果，采用四面體單元均勻網格劃分缸蓋罩三維模型，建立其有限元計算模型，如圖8（c）所示，采用分塊蘭索斯法計算獲得自由狀態下缸蓋罩的模態參數。

圖8 缸蓋罩模態實驗設備與實驗仿真模型Fig.8 Modal Test Equipment and Experimental Simulation Model of the Cylinder Head Cover

缸蓋罩試驗模態與計算模態結果，如表1 所示。

表1 缸蓋罩自由模態參數Tab.1 Free Modal Parameters of the Cylinder Head Cover

從表中分析可知，前8 階試驗模態頻率與計算模態頻率值相對誤差都小于10%，驗證了缸蓋罩計算模態結果的準確性，說明所建缸蓋罩有限元模型可用作后續的仿真分析。為模擬缸蓋罩與實際工作相符的約束狀態，約束了用于聯接柴油機缸體的螺栓孔處的自由度，進行缸蓋罩的約束模態計算，部分計算結果如表2 與圖9（a）所示。從約束模態求解結果可知，缸蓋罩第12 階模態頻率為1596Hz，接近結構共振頻率1615Hz；其相對應的振型圖表現為缸蓋罩局部模態振型，呈現出兩薄壁側板局部的凹凸開合振型。因此，缸蓋罩結構的第12 階局部模態是影響結構動態特性的關鍵模態，同時缸蓋罩左右薄壁側板是影響結構剛度的薄弱環節。

表2 缸蓋罩約束模態頻率Tab.2 Constrained Modal Frequency of Cylinder Head Cover

圖9 缸蓋罩結構加強筋改進前后的振型圖Fig.9 the Map of Model Shape for Before and After Improvement of Structural Stiffeners

缸蓋罩結構在標定工況下的響應是缸蓋罩受工作載荷的激勵，所激起來的所有模態在這個測量位置處產生的響應的總和，通過實驗測試和約束模態計算結果，要降低標定工況下缸蓋罩振動響應能量，控制缸蓋罩中高頻輻射噪聲，必須提高缸蓋罩的局部剛度，改進設計其薄弱環節。分別采用在缸蓋罩頂板布置豎向加強筋、在頂板與側板同時加豎向筋的綜合措施來提高缸蓋罩的局部剛度，計算結果的對比如表2 與圖9（b）所示。從改進效果可以看出，對缸蓋罩薄弱結構進行加強筋改進設計后，缸蓋罩的第12 階約束模態頻率分別提高了149Hz、176.5Hz 左右，其中采取綜合措施效果最好，而且結構改進后避開了共振頻率區間，其主振型相對位移變形量也減小。

3 缸蓋罩動態特性改進與試驗驗證

根據缸蓋罩動態特性識別結果，采用在鑄鋁缸蓋罩表面設計具有高吸聲系數的緊貼式隔聲結構措施來控制其中高頻輻射噪聲，隔聲罩結構，如圖10 所示。

圖10 缸蓋罩隔聲結構Fig.10 Sound Insulation Structure of the Cylinder Head Cover

缸蓋罩隔聲罩包括樹脂基復合材料護面層、粘彈性層和吸聲層。外表面護面層起到隔聲和美觀的作用，粘彈性層作用是防止護面層的二次噪聲輻射，隔聲結構內襯吸聲層采用具有高吸聲系數的毛氈來提高隔聲結構的插入損失[7]。

在標定工況下，采用隔聲罩后，缸蓋罩正上方側近場聲壓掃描結果，如圖11 所示。與隔聲前相比，陣面各測點聲壓級都有所降低，尤其是原來噪聲輻射較強靠近缸蓋罩中間位置區域，噪聲最大值下降了2dB（A）。

圖11 缸蓋罩加隔聲罩后等聲壓級圖Fig.11 Equal Sound Pressure Level Diagram After the Cylinder Head Cover Plus Acoustical Enclosure

對比隔聲前、后的缸蓋罩近場測點1/3 倍頻程聲壓級譜，隔聲罩隔聲效果，如圖12 所示。

圖12 缸蓋罩加隔聲罩前后1/3 倍頻程譜Fig.12 1/3 Octave Spectrum for Before and After the Cylinder Head Cover Plus Acoustical Enclosure

從圖12 中分析可知，加隔聲罩后，結構噪聲在以（1250～2500）Hz 為中心頻率的頻帶區域能量有顯著衰減，隔聲量增加，其中在1600Hz 中心頻率處隔聲量為4.2 dB（A）；缸蓋罩近場測點總聲壓級為105.2dB（A），與隔聲前相比，下降了3.7 dB（A）。整機聲功率級為113.7 dB（A），與隔聲前原機相比，下降了近0.6dB（A），有效降低了整機噪聲水平。

綜上所述，在標定工況下，采用隔聲措施能改進鑄鋁缸蓋罩的動態特性，控制其結構輻射噪聲，隔聲降噪試驗分析結果也進一步驗證了缸蓋罩動態特性識別結果的準確性。

4 結論

（1）在標定工況下，鑄鋁缸蓋罩振動響應能量與表面輻射噪聲能量主要集中在（1435～1800）Hz 中高頻帶范圍內，其中結構共振是導致振聲峰值頻率1615Hz 出現的主要原因，改進缸蓋罩動態特性的關鍵是避開結構共振模態頻率或隔離共振頻帶產生的噪聲。（2）鑄鋁缸蓋罩結構的第12 階約束模態頻率是導致結構共振，影響結構動態特性的關鍵；通過對缸蓋罩左右薄壁側板與頂板的薄弱結構進行加強筋改進設計，約束模態固有頻率提高了176.5Hz，有效提高了缸蓋罩的結構剛度，避開了共振頻率。（3）融合頻譜分析法、近場聲壓法及模態分析法能有效識別缸蓋罩結構的動態特性，設計了具有高吸聲系數的緊貼式隔聲結構有效控制了缸蓋罩中高頻輻射噪聲，改善了結構的動態特性，降低整機噪聲近0.6dB（A），從而也驗證了識別結果的準確性。