黃鷹　梅夏　韋善景

關鍵詞：排氣歧管隔熱罩；薄壁件；噪聲源；激勵共振；模態(tài)分析

中圖分類號： U464.13 文獻標識碼： A

0引言

汽車NVH直接影響用戶乘坐時的舒適程度，而發(fā)動機是汽車的主要激勵源，發(fā)動機NVH 是整車NVH 性能控制中最重要的一個環(huán)節(jié)。因此如何提升發(fā)動機NVH，是國內汽車行業(yè)主要攻關的難題[1]。在發(fā)動機的所有零件中，作為薄壁件的排氣歧管隔熱罩由于剛度低、表面積大，在發(fā)動機運行時極有可能是主要高頻噪聲源[2]。薄壁件的共振噪聲是由于受到排氣歧管振動激勵的作用，表面強迫振動響應的結果。此類噪聲一般可通過結構優(yōu)化或者提升自身阻尼的方法來解決[3]。

本文通過對某汽油機進行聲學定位及1 m 聲壓級噪聲測試，發(fā)現排氣歧管隔熱罩對整機噪聲貢獻量很大。然后對排氣歧管隔熱罩進行模態(tài)分析研究，并提出兩種改進方案，最后通過試驗驗證確定最優(yōu)方案，有效降低了排氣歧管隔熱罩的輻射噪聲。

1排氣歧管隔熱罩對發(fā)動機噪聲的影響

我司某款商用車搭載的汽油機在進行整車通過噪聲測試時，通過噪聲高達74.3 dB（A），不能滿足國家相關法規(guī)74.0 dB（A）的要求。根據整車NVH 工程師反饋，在拆掉排氣歧管隔熱罩后，整車通過噪聲達到國家法規(guī)要求。因此，基本判定整車通過噪聲高于標準與發(fā)動機排氣歧管隔熱罩強相關。本文對發(fā)動機展開噪聲測試及分析。

1.1 聲源定位測試

在發(fā)動機半消聲室內對該發(fā)動機進行聲源定位試驗，測試工況為：發(fā)動機從1 000 r/min 全負荷加速至額定轉速5 600 r/min，加速時間為90 s。測試結果顯示，在整個加速過程中，噪聲聲壓主要集中在低、中頻段。

為找到噪聲源零部件，項目團隊對整個頻率曲線進行定位計算，發(fā)現排氣側噪聲主要來源于排氣歧管隔熱罩。在中低頻500～2000 Hz 時，聲源主要來自隔熱罩中部位置（圖1）；在中高頻2000～3000 Hz 時，聲源來自于隔熱罩的左側、右側位置（圖2）；在3 000 Hz 以上時，聲源從隔熱罩左側、中部和右側不規(guī)則地傳出（圖3）。

1.2 整機1m聲壓級噪聲測試

為確定排氣歧管隔熱罩輻射噪聲對發(fā)動機整機噪聲的影響程度，對發(fā)動機有無隔熱罩兩種狀態(tài)進行發(fā)動機1m 聲壓級噪聲測試，測試工況為：1 000 r/min 全負荷加速至額定轉速5600 r/min，加速時間為90 s。測試方法按照GBT 1859—2000《往復式內燃機 輻射的空氣噪聲測量 工程法及簡易》中規(guī)定的五點法，分別在距離發(fā)動機進氣側、前端面、排氣側、后端面和頂部1 m 處各布置1 個麥克風，測試5 個端面的聲壓水平。

圖4 和圖5 分別是排氣側1 m 聲壓級曲線和整機1 m 聲功率曲線。其中，紅色曲線是該發(fā)動機帶有排氣歧管隔熱罩時的加速噪聲曲線，綠色曲線是該發(fā)動機去掉隔熱罩后的加速噪聲曲線。

從圖4 可以看出，無隔熱罩狀態(tài)下發(fā)動機排氣側1 m 聲壓級曲線明顯降低，一般情況下降低3.0 ～ 5.0 dB（A），在某些轉速下甚至降低近8.0 dB（A）。從圖5 可以看出，無隔熱罩狀態(tài)下發(fā)動機整機1 m 聲功率級曲線也明顯降低，在發(fā)動機轉速為2000～4000 r/min 時，大部分降低3 dB（A）以上。

通過聲源定位測試，鎖定了排氣歧管隔熱罩對排氣側噪聲影響最大，貢獻量主要集中在隔熱罩中部位置。整機1m聲壓級測試結果也表明，有無隔熱罩差別很大，無隔熱罩時整機1 m 聲壓級大大降低。因此，對排氣歧管隔熱罩作為突破口進行NVH 優(yōu)化分析。

2 排氣歧管隔熱罩模態(tài)分析

2.1 有限元模型的建立

利用HyperMesh 軟件對排氣歧管隔熱罩進行模態(tài)分析。將隔熱罩導入HyperMesh 進行幾何清理，并提取中面特征。將單元類型設置為Shell，采用一階四邊形2D 網格，設置單元尺寸參數，并使用智能網格劃分方式劃分2D 網格。完成網格劃分之后，賦予網格材料屬性，其材料特性參數為：厚度T= 為1 mm ；彈性模量E 為2.1×105 MPa ；泊松比μ 為0.3，密度ρ 為7 900 kg/m3。

為了模擬最接近實際工作狀態(tài)時的排氣歧管隔熱罩固定方式及模態(tài)特征，需將隔熱罩所有5 個固定螺栓孔位置的6個自由度全部約束，以此為邊界條件，得到的隔熱罩有限元模型（圖6）。

2.2 有限元模態(tài)計算及結果分析

將所建立的隔熱罩有限元網格模型導入ANSYS 軟件中，進行約束模態(tài)計算，從而獲得隔熱罩各階固有頻率與相應的模態(tài)振型。由于所關心的是低階模態(tài)，所以提取隔熱罩的前六階振動模態(tài)。圖7 為隔熱罩的前六階模態(tài)振型，圖中顏色越深，表示變形越大。

由以上計算結果可知，隔熱罩在約束狀態(tài)下的模態(tài)特征主要表現為局部的振動，并且不同部位振動幅值相差很大。隔熱罩中上部位置由于沒有螺栓固定，造成一階約束模態(tài)偏低。當激勵頻率為534 Hz 左右時，中間位置發(fā)生共振，振動量較大時，會產生明顯的輻射噪聲峰值。同樣，隔熱罩右下側位置也缺乏約束點，振動量較大。

因此可以知道，該隔熱罩振動幅度比較大的部位是中上部位置和右下側位置。這2 處結構振動幅度較大，應變能密度較集中，相對于整體而言是剛度最為薄弱得部位，引起中低頻共振的可能性最大。因此，主要對隔熱罩中上部、右下側這兩個部位進行拓撲優(yōu)化。

3 排氣歧管隔熱罩的優(yōu)化

噪聲和振動相關，要想降低噪聲就要減少振動的頻率。根據結構的自由振動公式可知，振動頻率與結構的剛度及其固有頻率相關。要想降低隔熱罩的噪聲，就要增加結構的剛度，提高隔熱罩的固有頻率。剛度越大，在激勵力不變的情況下，結構產生的振幅就越?。活l率越高，就會避開越多的低頻段，噪聲也會減少[4]。隔熱罩一階約束模態(tài)頻率與隔熱罩的材料、結構以及固定方式有關，可以通過CAE 分析優(yōu)化隔熱罩的結構及固定方式，提高其一階約束模態(tài)[5]。

針對本隔熱罩的特點，結合CAE 模態(tài)計算分析，為了有效提高隔熱罩薄弱區(qū)域的一階模態(tài)，對其輻射噪聲進行優(yōu)化[6]，對該隔熱罩提出了增加約束點和雙層結構2 種改進方案。

3.1 增加約束點優(yōu)化

3.1.1 優(yōu)化方案描述

通過CAE分析可知，排氣歧管隔熱罩中上部位置、右下部位置是振動比較大的位置。仔細觀察發(fā)現，中上部位置及右下部位置區(qū)域類似平板結構，缺乏約束點。當發(fā)動機在運行時，隔熱罩在排氣歧管的振動激勵下會發(fā)生共振導致輻射噪聲變大。因此，為了減少隔熱罩薄弱結構的共振，可以在中上部位置、右下部位置各增加一個固定約束點（圖8）。

3.1.2 模態(tài)對比分析

對增加約束點后的隔熱罩進行模態(tài)分析，求解得隔熱罩前六階的固有頻率和模態(tài)振型。固有頻率如表1 所示?？梢钥闯?，通過增加隔熱罩約束點，原隔熱罩的各階固有頻率都得到了很大幅度的提高。其一階固有頻率提高了57.3%，可以避開部分低頻范圍內的共振，降低隔熱罩的振動輻射噪聲。

模態(tài)振型如圖9 所示（顏色越深，變形越大）。從圖中可以看出，前四階局部振動特性和振動強度都有所降低，第五和第六階振動部位相對較多，能量作用離散程度越高，輻射噪聲越低。

3.2 雙層結構優(yōu)化

3.2.1 優(yōu)化方案描述

原隔熱罩為單層1 mm 厚的鍍鋁鋼板結構，此類質量及剛度均較小的薄壁零件容易受發(fā)動機機體的激勵從而產生共振，導致輻射噪聲較大。為了提高隔熱罩的整體強度，項目團隊決定將原來的單層鍍鋁鋼板結構改為雙層鍍鋁鋼板中空結構，內層板和外層板厚度均為1 mm（圖10）。雙層鍍鋁鋼板中間有一定的真空，其隔熱效果更佳。

3.2.2 模態(tài)對比分析

對雙層結構的隔熱罩進行模態(tài)分析，求解得隔熱罩前六階的固有頻率和模態(tài)振型。固有頻率如表2 所示，可以看出，雙層結構隔熱罩各階固有頻率與原隔熱罩相比均有顯著提高。其一階固有頻率提高了65.5%，比增加約束點還高出8.3%。

由模態(tài)振型可以看出（圖11），與原來單層隔熱罩對比，雙層隔熱罩整體強度有很大提升。在1 200 Hz 以內模態(tài)階數由原來的6 階模態(tài)減少為2 階，很好地抑制了隔熱罩的輻射噪聲。

4 試驗驗證

4.1 臺架試驗驗證

分別將這2 種優(yōu)化方案的排氣歧管隔熱罩樣件裝到發(fā)動機上，進行整機1 m 聲壓級噪聲測試。試驗在半消聲室內進行，測試結果如圖12 和圖13 所示?？梢钥闯?，與原隔熱罩相比，這2 種優(yōu)化方案對隔熱罩及發(fā)動機整機的輻射噪聲都有很好的抑制作用，尤其在對峰值的抑制上，整個加速過程中，發(fā)動機排氣側1 m 聲壓級得到了明顯的降低。

試驗結果表明，2 種優(yōu)化方案的隔熱罩對降低排氣側近場噪聲最多達8 dB（A），整機噪聲也降低了2 dB（A）左右。

4.2 整車試驗驗證

分別將這2種優(yōu)化方案的隔熱罩裝到整車進行通過噪聲測試，測試在海南汽車試驗研究所進行。測試過程方法和數據處理均完全按照國標規(guī)定執(zhí)行，最終結果如表3 所示。可以看出，2 種方案均能降低整車外加速噪聲，但雙層結構的隔熱罩效果比增加約束點的隔熱罩好，能使整車通過噪聲滿足法規(guī)要求。這是因為增加約束點只是提高了局部強度，而雙層結構則從整體上提升隔熱罩的強度，效果更好。

結合臺架和整車試驗結果，最終選擇雙層結構的隔熱罩作為優(yōu)化方案。

5結束語

本文通過對某汽油機進行噪聲測試，發(fā)現排氣歧管隔熱罩是主要的噪聲源之一。通過對排氣歧管隔熱罩進行模態(tài)分析并提出改進方案，最后通過試驗驗證確定了最終的優(yōu)化方案。本次對某汽油機排氣歧管隔熱罩的優(yōu)化改進取得了良好的效果，使搭載該發(fā)動機的整車通過噪聲達到了法規(guī)要求。通過本研究可以得到如下結論，對于發(fā)動機設計中如何提升NVH 水平具有一定的推廣價值。

（1）排氣歧管隔熱罩屬薄壁類零件，在進行設計時需重點關注其NVH 性能。

（2）隔熱罩可以通過提高一階模態(tài)改善其振動特性，從而降低隔熱罩的輻射噪聲。對于單層鍍鋁鋼板隔熱罩而言，可通過增加約束點或采用雙層結構提高剛度。

（3）對于單層鍍鋁鋼板隔熱罩的降噪優(yōu)化，雙層結構方案比增加約束點效果好。

作者簡介：

黃鷹，本科，工程師，研究方向為動力開發(fā)及測試分析。