1前言

在发动机的辐射噪声中,结构薄壁件(包括油底壳、气门室罩、正时齿轮室罩等)产生的辐射噪声占总辐射噪声的50%左右,其中油底壳产生的辐射噪声占总量的20%左右[ 1 ] ,因此有必要对该结构进行声学优化,降低发动机的噪声水平。

油底壳一般由薄钢板冲压而成,表面积大而刚度小,随着曲轴箱的振动而辐射出大量噪声。许多学者针对油底壳这类薄壁结构进行研究,文献[ 2 ]、文献[ 3 ]通过实验方法对发动机的薄壁件进行了分析,得出施加结构阻尼材料可以降低薄壁件的辐射噪声;文献[ 4 ]提出在油底壳结构上布置加强板来提高结构刚度从而降低辐射噪声,但是未考虑油底壳中储存润滑油的情况。由于发动机工作时油底壳中的润滑油与油底壳相互作用会对结构的动态特性及声学特性产生影响[ 5 ] , 运用有限元/边界元法( FEM /BEM)进行分析时应该考虑这个因素,从而得到精确的结果。对于润滑油的模拟,文献[ 6 ]运用附加质量的方法,该方法可以降低求解计算量和存储空间,但附加质量的确定比较困难。

文中针对某六缸柴油机在标定工况条件下,对油底壳结构采用FEM /BEM直接求解结构的流固耦合方程得到了结构辐射噪声功率级,并且与实验结果进行了对比验证,在此基础上提出两种降低该类薄壁结构辐射噪声的方法,且均具有一定效果。

2有限元流固耦合方程与边界元方程

在油底壳结构中,流体与固体相互作用的部分为流固耦合区,流体的振动对固体表面产生压力,固体表面的振动会引起流体的扰动,为流体提供速度或加速度载荷。流固耦合的运动学方程为

式中Ms、Cs、Ks 为固体结构的质量、阻尼、刚度矩阵;Mf、Cf、Kf 为流体的质量、阻尼、刚度矩阵; A 为流固耦合质量矩阵; us、p分别为固体结构对应节点位移与流体结构对应节点压力; ps、pf 分别为作用在
固体与流体上的载荷。

通过有限元流固耦合方程可以计算得到结构的振动响应数据,但是还须对结构振动对周围外声场产生的辐射噪声特性进行分析。假设声学系统为线性,将结构的振动作为声学系统的输入量,声学系统的边界元方程可以描述为

式中P为声压, ATV (ω)为声音传递向量(Acoustic TransferVector) ,ω为频率, vns (ω)为结构表面法向振动速度,其中ATV (ω)取决于油底壳的几何形状、润滑油特性、油量及空气的特性阻抗[ 7 ] 。

3模型计算与实验验证

建立油底壳模型及包含润滑油的流固耦合模型如图1。在Nastran中计算油底壳在自由状态下的模态参数,包括模态频率及对应的振型,同时对油底壳结构进行实验模态参数识别,结果如表1所示,有限元计算模态与实验模态结果吻合较好,说明了有限元模型的正确性,可利用其进行频率响应计算。

图1 油底壳结构及润滑油有限元模型

由于油底壳为薄壁冲压件,其刚度远小于曲轴箱刚度,且两者之间有密封垫圈的作用,因此模型位移边界条件为将油底壳对应曲轴箱连接部位沿气缸中心线方向的移动自由度及其它两个方向转动自由度约束。[page]

测量曲轴箱连接油底壳对应螺栓处的振动加速度信号,将加速度值作为FEM /BEM中的载荷边界条件,运用FEM在Nastran中对油底壳进行流固耦合频率响应分析,计算得到油底壳表面的振动加速度和速度频谱数据。

发动机在标定工况条件下,测量油底壳大头部位两侧立板上、下、左、右4个点的表面振动加速度信号,并将Nastran中计算得到的对应实验测量位置处周围多个点的振动速度频谱进行平均并与实验值进行对比,图2为其中一点的对比频谱图。可见,通过FEM计算得到的结构表面振动响应与实验测量值曲线趋势是一致的,但是在某些频段上还有些差别,这主要由于模型、边界条件、载荷的施加和阻尼的假设与实际结构存在不同程度的差异引起的。

图2 有限元计算与实验测量速度频谱图

根据FEM中计算得到的油底壳表面振动速度频谱值,将其作为声学分析中的载荷边界条件,在Sysnoise中进行辐射噪声计算得到油底壳的A计权声功率级频谱,如图3。

图3 油底壳声功率级频谱图

由声功率频谱图可以得到在该频段总声功率级值,同时由实验得到的表面速度值采用表面振动速度法推算出总声功率级值,如表2。

实验数据中辐射效率的取值是振动速度测量法的主要误差所在,文中分别将油底壳看作单极子和偶极子声源,采用文献[ 8 ]的研究成果:在临界频率以上辐射效率近似取1,临界频率以下则频率每减小到1 /10,辐射效率级值减小30dB。临界频率的取值与结构几何、物理特性有关,文中参照发动机薄壁件特性,临界频率值取500Hz,得到实验法测量得到的总声功率级。

从表2 FEM /BEM计算结果可以得出: 润滑油的存在对结构动态响应特性有一定影响,表现为增加耦合系统结构的内部阻尼,同时降低了结构对应频段内的总声功率级值。

4 油底壳的结构优化与声学评价

根据油底壳结构频响和声学特性的计算结果,油底壳的大头部前、左、右3侧立板是辐射噪声的主要来源,其中左、右立板最为明显,因此考虑在这两侧立板处布置加强板以增加结构刚度,从而抑制这两侧辐射出的噪声。由于油底壳小头部位基本上没有润滑油,噪声会从小头底板辐射出来,有必要在小头底板布置加强板。加强板的布置形式如图4。

图4 加强板布置方案

运用FEM /BEM法对这3种方案进行流固耦合条件下的频响及声学分析,得到不同加强板的声学评价结果,即在相同载荷作用下不同布置形式的A计权总声功率级,如表3。[page]

从表3可见,方案3抑制噪声的效果最好,达到1.2dB (A) 。针对方案3,对加强板的尺寸进行寻优,分别考虑加强板不同宽度、高度的油底壳A计权总声功率级,如图5。

图5 加强板不同宽度、厚度的总声功率级

从图5可以看出,随着加强板尺寸的加大,总声功率级降低,但是当宽度到30mm、厚度到3mm后,抑制噪声效果已经不明显,考虑到加强板材料成本等因素,选择加强板宽度30mm、厚度3mm。

5 复合材料油底壳的声学评价

抑制油底壳辐射噪声的另外一种有效方法是采用阻尼减振材料,可以在不改变原设计尺寸的情况下显著降低辐射噪声,而且容易实现,是一种低成本却很有效的方法,适合发动机小型化、轻量化、高速化的发展趋势。

在各种复合减振材料中,复合阻尼钢板是一种约束阻尼结构,具有金属材料的强度,又有良好的阻尼特性(损耗因子η = 0.025～0.073) ,对共振峰值的抑制、固体传声的降低、振动表面声辐射的衰减都有明显的效果,同时又有良好的隔声性能,可有效抑制吻合效应,从而降低结构的辐射噪声。复合阻尼钢板由基本层、阻尼层和约束层3部分组成,钢板振动时,内部的高分子阻尼胶在两层钢板中间滑移,从而产生剪切变形,将机械能、声能量转化为热能消耗掉,这种效应随着内部阻尼层数的增加而增大。

将油底壳材料用复合阻尼钢板替代,计算流固耦合条件下油底壳的声学特性,并与原结构进行对比,声功率频谱如图6,总声功率级由原结构的98.8降低到92.1dB,减振降噪效果非常明显。

图6 阻尼材料与原材料油底壳声功率级频谱图

6 结论

( 1 )在考虑流固耦合条件下,通过FEM /BEM预测油底壳的动态特性及声学特性,与实验结果吻合较好。
(2) 通过在原油底壳上布置加强板,提高了结构整体刚度,降低了辐射噪声总声功率级。
(3) 用复合阻尼钢板可以有效降低油底壳的辐射噪声总声功率级,此方法不改变原结构的设计尺寸,是有效解决发动机各类薄壁件辐射噪声的手段。