发动机表面结构振动与辐射噪声的关系分析

1、第3章发动机表面振动与辐射噪声关系的系统研究所谓发动机噪声除了进、排气噪声和风扇噪声外，主要是指由发动机外表 面辐射出来的噪声，而辐射噪声与发动机表面结构振动有着密切的关系。系统 地研究发动机表面振动与辐射噪声之间的关系，对于发动机噪声源预测和降低 辐射噪声有着极其重要的意义。3.1内燃机的表面振动结构的表面振动和辐射噪声之间的关系非常复杂，通常无法确定。通过对 噪声和单源振动测定的比较研究可知，大约有50%没有确切的关系。声场环境的影响、声的传播方向、结构振动的频率和相位的不均匀性，以及精确的数学 模型极为复杂等因素导致精确的解析分析不可能实现。随机因素的影响和影响 因素的随机性使得研究人员

2、转而采用统计分析的方法来完成对振动和噪声辐射 之间关系的研究77-81。发动机结构振动可用其模态振型来表示，发动机结构振动的模态振型是由 发动机设计所决定的，发动机质量分布、刚度和阻尼决定了其模态频率及其各 阶模态之间的频率间隔。柴油机是一种结构复杂、变工况运行的动力机械。柴油机的表面振动特性 决定了其辐射噪声特性。为此，作者对一典型的直列柴油机-CY6102BZQ型柴油 机的表面振动进行了实验测试与研究。实验框图如下：实验仪器如下:仪器名称型号生产厂传感器YJ2-1(665)杨州无线电二厂YJ2-1(667)杨州无线电二厂YD-42(24)杨州无线电二厂9024(2)北戴河传感器技术研究所电

3、荷放大器7021磁带机TEAC XR-30CTEAC CORP. Made in Japa n光线示波器抗混滤波器DLF-6北京东方振动和噪声技术研究所数据采集与分析系统INV306D北京东方振动和噪声技术研究所测功机Y120-S中国启东测功设备厂测点布置如下:图3 1发动机表面法向振动速度测点布置图测试结果如下:0口 2600rpm(m/s)5#-17#18#-25#26#-29#30#-33#34#-41#42#-46#0.12图3-2机体表面各层法向平均振动速度均方根值U 1600rpm(m/s)后端面气H室盖发电机高压油泵0.008口 2600rpm(mif.一I- 一-一I0.007

4、0.0060.0050.0040.0030.0020.0010飞轮壳上端面气门室盖后端面0.090.080.070.060.050.040.030.02高压油泵发电机后端面气门室盖发电机高压油泵飞轮壳上端面图3-3其它附件表面平均法向振动速度均方根值1600 2600 2800发动机转速(rpm)01O o o o o o O 值根方均度速动振均平向法的总w05m0302I卿n（馱呦 ipti神大6輙刖皿讪图3-4不同工况下全部测点总的平均振动速度均方根值由以上试验结果可知，发动机表面各部位的平均振动速度的模式比例基本 保持相同，但其振幅随发动机转速升高而增大。这说明，发动机外表面各部位 的振

5、动功率大小比例分布基本保持恒定，如果知道了各部位（部件）的表面积, 就可预测发动机表面各部件对幅射噪声贡献的大小。这也是表面振动速度法进 行噪声源识别的基本原理。ISVR对一直列六缸柴油机做了同样的试验， 得出了同样的结论。只不过他 们测试的是表面振动加速度级。其结论为：表面振动加速度级的分布除了一些 微小的差别外，表面振动的大小比例分布模式基本保持不变，但其振幅随发动 机转速增高而增大。作者还对CY6102BZQ型柴油机按照工程测量5点法（GB7184-87）对其振动 烈度进行了测试。测试工况为发动机标定工况，5个测点分别布置在机体前端上 沿、机体后端上沿、机体前端支座（左）、机体前端支座（

6、右）和机体后端支座上， 每个测点测量三个方向的振动速度信号，然后按照以下公式计算出当量振动烈 度。式中：Vx、Vy、Vz-分别为X、y、z方向上各规定测点的振动速度的均方根值，mm/s ；Nx、Ny、Nz-分别为 XY、 Z三个方向测点数测试结果表明该柴油机的当量振动烈度为25.7 mm/s。参照标准 GB10397-89中小功率柴油机振动评级中多缸柴油机振动品质分级评定表可知， 6102BZQ柴油机的振动品质为C级（含义为“容忍”；极限允许值为28mm/s）。 另外，作者还按照同样的测试方法测定了该柴油机在其最大扭矩点工况时的当 量振动烈度，其值为3.25mm/s。由工程测量5点法的测试结果

7、可以看出，发动 机的振动强度随发动机转速的增加而增大，这与发动机的实际振动情况是一致 的，但是当量振动烈度在同一使用工况下约相当于发动机表面所有测点总的平 均振动速度均方根值的一半。由于工程测量5点法所规定的测点其振动受支承刚度的影响较大（尤其是支座部位的测点），所以，用当量振动烈度来反映发动机 的振动状况必然会带来一定的误差。作者建议采用本文所采用的“发动机表面 多测点法”来表征发动机的振动状况。这一方法不但可以较准确地反映发动机 的振动状况，而且还可以用来对发动机的辐射噪声进行预测。3.2 表面振动和辐射噪声之间的关系为了综合反映发动机表面的振动情况，可以采用一个参数来表明每一个频带或总的

8、振动或声压级。这个参数应能表示发动机的全部表面积以及结构中所有 的振动模式，所以选取按面积平均的均方振动加速度或均方振动速度作为特性 参数（实际表示成平均振动加速度级或平均振动速度级）。图3-5和图3-6展示的是发动机缸体和曲轴箱的噪声与平均表面振动的关系， 试验是在一台排量为1.770L的四缸四冲程柴油机上进行的。由以上试验结果可 知，振动加速度级、振动速度级及发动机的总噪声级都随转速和负荷的增大而 增大，尤其随转速的变化更加明显。这些试验结果亦表明，声压级 Lp、平均速 度级Lv和平均加速度级La随转速的变化规律是一致的。同时也说明了发动机表 面噪声辐射与振动之间存在着密切的关系。图3-5

9、发动机总噪声级和振动与车速的关系，级度速加动振均平AMDQ ，级压声总A 1208070-发动400机噪声0r/mi n-振动加汨速度"-振动速度 * VQajL -发动机噪声-1000rmin-振动测量工况，1000/min506075259050负荷%1005级110度 速加100动振均 平706040302010图3-6总噪声和平均振动速度级与发动机负荷的关系3.2.1发动机噪声和表面振动的精确关系根据确定的振动数据精确地预测噪声值，可以采用一种活塞在屏蔽板中运 动的分析方法82,83 0研究一个半径为r装在面积无限刚性挡板上的平的、圆形活塞，如图 3-7所示。振动活塞辐射的噪

10、声可以用大量共同辐射的点脉动球面来模型化。但每个脉动球面是从刚性的反射基平面上辐射而不是从自由空间辐射。远场观察者活塞轴因此由任一个挡板的脉动球面所引起的声压为自由空间的一个等价脉动球 面辐射声压的两倍。即：p（r,t）二也QpJ*）（3-1）2兀r在此方程中，Qp表示活塞表面上的单元脉动球面源强度且等于U p.'S，此处Up为脉动球面的峰值表面速度，AS为单元表面积。振动活塞引起的总声压是 所有以同相位振动的点脉动球面引起的合成压力，因此，可以通过在整个表面 面积上进行积分得到。2兀 rkzsi n 日(3-2)式中：U pei七为活塞的表面速度（即每个脉动球面具有相同的表面振动和

11、相位）。Ji为一阶贝塞尔函数，活塞垂直于屏蔽板以圆频率 作正弦振动，在距 活塞r处空间一点的噪声辐射声强为：l(Wc . 2 I 222oCkUrms 二 Ze 224 r2Ji(kzsi")2kzsin(3-3)式中：r 距活塞的距离-噪声的辐射角度5C 空气的比声阻抗Z 活塞半径k 波长常数，k=.y/c一角频率；c 音速Ji 一阶贝塞尔函数Up -活塞运动速度从(3-3)式可以看出，装在刚性挡板上活塞振动的声辐射是有指向性的,指向性因子的性质如图3-8所示。塞板挡性刚活低频(kz<1)=x-咼频(kz>1)图3-8 指向性因子的泛函形式图3-9活塞声辐射的确切模式从

12、图3-8可以看出活塞的声辐射是非常有指向的(沿轴向除外)，并且随着 频率增加而增加。它有几个压力节点形成了声辐射的波束模式，如图3-9所示。对于活塞本身表面上的一个观察点，在活塞表面上任意一个单元的总声压 是由振动单元本身引起的压力与活塞上所有其它的单元辐射的压力之和。如果 假定活塞速度U =Upei t，施加到活塞上的机械力为Fm，贝UFmZm乙式中，Zm为活塞的机械阻抗；乙为活塞的辐射阻抗。对活塞表面面积上的单元压力分布进行积分得到一点的总声压，然后再在 表面上对此进行积分，得到声激励力，就可以导出活塞的辐射阻抗：Zr = &c 二 zRj&kz) iX 1(2kz)其中，

13、Ri(2kz)为阻性函数，Xi(2kz)为抗性函数。那么活塞辐射的声功率 可以从辐射阻抗的实部得到：122c2W 石UpRe(Zm Zr) qUpSC二z Ri(2kz)(3-4)式(3-3)可以简写成下面的形式：I(rc)=2UpA2D222二 r c(3-5)其中，A-活塞面积。简言之，辐射噪声强度主要受表面运动的平均速度 和面积的影响。(3-6)（频率）2 （运动速度）2 （活塞面积）2方向系数（距离）2低频 中频活塞在屏蔽板中产生的辐射噪声心线无限宽平板活塞在屏蔽板中的运动图3- 10活塞在屏蔽板中运动所产生的辐射噪声精确的声谱图3-10中给出了活塞的噪声强度分布情况，其中波长分别为活

14、塞半径z的 8、2、0.5和1/2.25倍。从图中可以看出，在低频时（=8z ）噪声几乎以球面形式辐射，而在高频时噪声辐射的方向性非常复杂。当活塞半径为300mm时，则低频等于 140Hz （九=8z），依次为 560Hz （k = 2z），2260Hz （九=0.5z）和12550H （九= z ）。后面两个频率正好处于同一个 1/3倍频带内。可以看出， 2.25在这两个频率之间相差约300Hz，产生零噪声强度的角度足够大，如果两个频率 处于同一个1/3倍频带内，则两个独立振动模式的波瓣可以合并在一起。 但是如 果采用更窄的频带进行噪声分析时，那么对于指定区域就必须进行大量的测量。因此选择恰

15、当的恒定的频带宽度百分比，则噪声辐射方向的影响，即使影响非 常大，也能够大幅度减少，这样就不需要做大量的测量就可获得足够详细的噪 声数据。3.2.2噪声与表面振动的近似关系1/3倍频带分析很适合于旋转机械的噪声分析，因为它不涉及到噪声的方向 性影响。如果考虑一个在无限挡板上振动的大型刚性活塞（即活塞各部分以相同相位振动），而且活塞的尺寸非常大，在这种情况下，振动活塞辐射声波的方 向与其表面垂直，由活塞辐射进入周围介质的声功率表示为力乘以速度再乘以 面积，即Wrad2a Prmsurms式中，Prms为空间某点处的均方根辐射压力；Ugs为同一点相应的均方根速 度；a为活塞的半径。从声压方程可知，

16、p=UoC，因此，2W = GcS ： u（ 3-7）式中，S=：a2， 表示时间平均；“一”表示空间平均。以上推导是基于理想状态下的，任意结构的声辐射以此作为比较。因此，任 意结构的辐射比匚定义为由结构辐射入半空间（即结构的一侧）的声功率除以 与此结构具有相同表面面积和相同均方根振动速度的大型活塞所辐射的声功 率。因此辐射比描述声辐射的效率。当与相同面积的活塞比较时，该结构以此 效率来辐射声，即活塞具有辐射比为 1。所以对于任意的结构，当频率为f时， 结构辐射的声功率 Wrad（ f）同辐射面积Srad和按面积平均的均方速度Uf） 之间的关系可用下式来表示：2(3-8)Wrad(f)二0CS

17、rad6ad(f) ：Uo(f)这里，按面积平均的均方速度实际上就是振动表面的法向振动速度的均方 值。辐射比提供了一个结构振动和相关的辐射声功率之间的强有力的关系。通 过实验或者理论计算可以得到振动物体声辐射表面的法向振动速度的均方值。 如果能建立起不同类型结构单元的辐射比的值或关系式，则噪声辐射估算就可 以进行，从而建立起结构振动与辐射噪声之间的关系。式中的辐射比二rad（f）取值范围在01之间。距声源距离为r、截面积为Strav的球面上的任一点的声压级P2（f）可由下式给出：WM):oCStrav(3-9)式中：Strav -声学传感器所处的测量球面的表面积，则距声源r处测得的声压级可表示

18、成:p2( f ) = ( P°c 2F rad2(f) <Uo(f).(3-10)SPL(f)丄(f)-lOllogglOlloggjad (f) K当声学传感器距离保持不变时，面积比SstrVS可用Sad来表示（如图Srad3-11上式用对数形式表示则为:(3-11)所示），噪声测量的标准距离为1米时，式（3-11）可写成下面的形式:SPL( f)Lv(f) -101log10n(Strav ) :)12(3-12)与发动机表面积相等 的球面，面积=Sradm声学传感器所处的测 量球面，面积=Strav图3 - 11测量球面与发动机表面的关系图3-12 加速度频谱当用（3-

19、9）式来计算噪声级时，必须确定参考基准速度。国际上通用的参 考速度为卩间=1 nm/s, ISVR则推荐采用另一个参考基准速度，且认为比国际 通用的参考速度的误差更小。若Lv（1）是由加速度频谱得到的（目前，测振传感 器多为压电晶体加速度传感器，故有很强的工程实际应用背景），则能很方便地以1g （一个重力加速度单位）为基准的分贝数来表示，如图3-12所示。如果加速度频谱是按1/3倍频带测量的，则可按下式将其转换成以0.39m/s为基准的速度级（dB ）:LV( f)二加速度级(dB，以 g为基准)20log10(f/4) 以及 Lv ( f ) ref 1nm/ s = LV ( f ) re

20、f 0.39m/s 172dB1/3倍频带中心频率(Hz)50063080010001250160020002500315(4000 5000 6300 8000 100020log10(f /4)(dB)4244464850525456586062646668对于1/3倍频带，20log10(f/4)的值见表3-1表3-10对于每一个1/3倍频带，声压级则变成:SPL(f) =Lv(f )1010910*(72 +2)'+10log1o6ad(f)+138dB (3-13)将上面的各1/3倍频带的声压级加起来就得到总的声压级。柴油机的主要噪 声频率落在500-3000HZ之间(参见图

21、3-25)，这样就可以很恰当地以 A计权声级 来表征其总噪声级。由于这个原因以及发动机的尺寸，其噪声辐射比可视为1个单位(详见后)，也即10log10；rad (f)二0，在这种情况下，发动机表面产生的 辐射噪声为：SPL(f) +(f) -10log10(dB)或 SPL(f)二Lv ( f ) '10 log 10-33.7(dB)LV (f )ref 1 nm/ S (3-15) (f) r e0.39m/s 1 (3-14)这样就必须精确计算出按面积平均的振动速度级LV(f)。图3-13给出了表面振动级的典型分布情况。如图所示，在高频时振动级的变化范围达到20-25dB，要进行

22、大量的测量才能得到具有代表性的平均值，建议每个表面至少有十个测 点。对速度级进行频率分析，可以算出发动机各个零部件的总速度级，从而得 到发动机辐射噪声的分布情况。7C-已J、-J、-I 1CC0 L& 二 f 7.1 1 频率，Hz_23Jig，级度速加动振图3-13发动机机体表面振动实测值与频率的统计关系323总速度级和总加速度级与柴油机零件和类型的关系图3-14所示为发动机机体总振动速度级的实测值随发动机转速和结构类型 变化的关系曲线。发动机机体总振动强度受发动机燃烧激励力、机械激励力和 结构类型的影响：84：。图中所示为二冲程和四冲程柴油机结构类型的典型数据， 可以得知机体振动强

23、度与发动机噪声随转速增加的趋势是一样的。四缸和六缸 柴油机机体振动噪声之间的差异正如非增压和增压四冲程柴油机一样，两者相 差甚小85。振动噪声级最小的是非直喷式柴油机，但在标定转速下，却几乎没 有差别。moo度速准基考参eg，级度速动振总发动机转速，rpm图3- 14不同类型发动机机体/曲轴箱总振动级测试结果发动机其它部件的振动级同机体的完全不同。气缸盖罩壳、油底壳、喷油泵 等零部件的振动除了受自身的激励力的作用外，还受到机体振动的影响，所以， 振动级一般都较机体要高，尤其是喷油泵最为明显，这可由图3-2到3-5所示的测试结果看出。曲轴箱和机体相比水平弯曲刚度小得多，所以振动要比机体剧 烈。油

24、底壳，气门室罩盖等薄壁件的振动强度也很大，故而形成发动机的主要 噪声源。采用橡胶隔振和阻尼技术可以有效地减小高频振动，从而降低总噪声 级；而对于低频振动和噪声，阻尼的作用不明显，有时还会适得其反。324多个表面辐射噪声的简化计算将发动机整个表面上各点的振动速度和振动加速度频率谱描绘出来，就能清辐射半球面积S rad 等效于发动机的侧面积楚地看到同一零件上各点之间的差别，也能看出不同零件之间的差异。如果将 表面上各点的振动频谱进行平均化处理，常常可以发现由螺栓联接的不同零件 的振动特性是不同的，所以，我们按螺栓联接将发动机零部件进行分组，分别 建立振动模型。测量球面积发动机实际形状图3 - 15

25、发动机与测量面简化图对于单元振动所产生的噪声已有精确的计算公式。如图3-15所示，当噪声源面积为Srad，由声学传感器距声源1米处所确定的测量球面面积为Strav，据式 (3-15)，声功率级为：SPL(f)说唤-10log10ref+ 101log1°6ad -33.7 (dB) (3-16)式中，U ar -按面积平均的振动速度的均方根值Ur e-参考基准速度，1nm/s为方便起见，设rad =1 (此时声源表面以最大效率辐射，从后面的分析可 知，这样的假设是较合理的)，则辐射噪声的声功率可简化成：SPL(f) =20log1°-10log10-33.7(dB)(3-1

26、7)将发动机一侧的平面划分成八个面积相等的单元，每个单元都有各自的振动级。内燃机的噪声通常是由距发动机侧面1米处的声压级表征（国标采用九点声压级，换算成声功率级，道理趋同）。为了处理方便，将发动机作为一个半球 体来处理，其表面积就是声源的面积 Srad，其辐射噪声也就简化成距声源表面 1 米处测量球面上的噪声。这样声压级在声学传感器所处的测量球面 Strav上是均匀 分布的。为了说明这一点，我们假定这些参数表示中心频率为1000HZ的1/3倍频带值，然后计算距声源1米处的辐射噪声。7S卩i测量球的面积为=江丨池I “"丿J各单元按面积平均的振动速度级如下（dB）A : 142B :

27、132C:152D : 162E : 132F:142G:162H : 162按面积平均的总振动速度级为LV =10log10 E 10，丿 l = 157.8（dB）J1J则测量半球面面积为Sav2I22因此,=10 log 1010.331二 10.14dB距发动机表面1米处辐射噪声的声压级SPL 二 157.8 - 10.14 - 33.7 二 113.96dB= 10.33m(Srad=1m )发动机侧面实际是由缸体 A和曲轴箱B两个部分组成，因此，发动机侧面 的辐射噪声就是这两个噪声源 A和B所辐射噪声之和。对于各个单独的子噪声 源Srad也相对变小，需重新计算如下：fS/9 041

28、0 log 10Strav10log1012.57dBk / Srad 丿0.5面积 A =0.5m2， LV =139.4dB面积 B = 0.5m2 , LV =160.8dB距发动机表面1米处面积A辐射噪声的声压级SPL = 139.4 -12.57 -33.7 =93.17dB距发动机表面1米处面积B辐射噪声的声压级SPL=168.8 -2.57-33.7 =114.53dB总辐射噪声的声压级（1米处）SPL=114.56dB如此计算出的结果与第一次计算出的结果有所不同， 这是因为将发动机侧面 作为两个较小的单元处理，Strav的值较小。这同时也说明此时计算声压值所处的 测量球面距发动

29、机中心的距离更近，这一点说明如下。按一个完整的面积计算时r = 10.334一. 2 = 0.91m 按两个分开的面积计算时r = 9°44i '二0.85m因此，两次计算的声压级的差值SPL(dB)取决于 20 log10球面辐射，则SPL(dB) h0lg僅 0.60dB而 114.56-113.9& 0.60dB这两种方法计算出的噪声的差异是在预料之中的，这也说明将整个表面噪声进行平均化处理的结果同把各个单元面积上的噪声平均化后再求和，即将噪声 源“拼接”起来的结果是相同的。只要离噪声源的距离一样，噪声的计算值是 相同的（声压级）。在内燃机上应用时，其最实用化的

30、方法是按照固定不变的测 点距离，计算每个单元面积的噪声分量，而不管其面积的大小。也就是说，计 算面积较小的噪声源时，其距离相对于面积较大的噪声源而言要大。总的说来这是一种可以接受的近似方法，但对面积较小的噪声源，其计算值偏小。如，发电机或增压器虽然体积较小，但很可能更接近发动机一侧的声学 传感器，这样就会产生计算值偏小的现象。325发动机总声级和噪声百分比的预测计算发动机辐射噪声时，我们将发动机表面划分为独立的离散辐射单元，计算出距发动机1米处总的辐射噪声。在前面所举的例子中，声学传感器所处的 测量球面（半球面）的面积为 10.33m2，划分的每个单独的辐射区域的面积为 0.125m2，因此，

31、10叽弘"0叽 10.330.1251=19.18dB可以分别计算每个辐射区域的噪声级， 将各个单独噪声源的计算结果迭加起 来，就得到总的噪声级。因此，可根据下式计算出每个单元辐射声功率的百分 比。辐射声功率百分比式中SPLn为分别对应于辐射区域 A、B、C、的声压级，SPLt为总声压级。 计算结果以及辐射噪声的累加曲线见表 3-2。声功率=Strav声强表3-2声功率百分比辐射区域面积距发动机1米处的 声压级声功率级声功率百分比2 mdB （以10,2W为基准）%A0.12589.12899.10.32B0.12579.12889.10.03C0.12599.128109.13.3

32、2D0.125109.128119.132.03E0.12579.12898.10.03F0.12589.12899.10.32G0.125109.128119.132.03H0.125109.128119.132.03总面积1 m2SPL = 114.07dB126.6100.00声功率级PWL =10lgWWref= ioigp2S?oC Strav10J2，所以,PWL =10lg2 10SPL10S p ref IUStravIP°cWref一spl- q=10 lg 9.9566x1010dB,Wref =10J2W式中，Pref为参考声压，Pref =2 10 Pa由此可

33、见，当Strav保持不变时，声压级和声功率级的差异仅与辐射面积有关。 此处的辐射总功率为2.5W。由表3-2可知，辐射区域D、G、H占主要成份。因 此，要降低噪声应主要集中在这几个区域上采取有效的降噪措施。通常希望在发动机的设计阶段预测发动机的噪声级。由以上分析可知，若能估算出发动机的振动特征，这一预测即可完成。从工程设计角度来讲，我们可 以利用各种类型发动机表面振动与发动机转速及燃烧方式之间的关系来完成对 发动机表面振动级的估算，并进而完成发动机声功率级及各部件辐射噪声百分 比的预测，为低噪声内燃机设计提供有力的方法支持。这是作者通过详细的理 论推导和实践总结出来的一种工程实用的预测噪声的方

34、法，由于它对工程设计 具有很强的指导作用，作者称之为“工程表面振动速度法”。为了更进一步地为 工程界提供有效的原始资料，给出下面一系列的图表来表征各种发动机的振动 级的一般关系，供预测新型发动机或现有发动机表面振动参考。由这些数据可 估算各噪声源的辐射噪声、总的噪声级以及各个噪声源辐射噪声的百分比。moo度速考参eg，级度速动振总冲程-1六缸对置二冲.八-/直列二冲程+八缸直/1彳/油机 /非直喷式柴/四缸非发动机转速，r/mi n图3 - 16不同类型发动机机体振动的总速度级油底壳侧面0.160m2L 11 e+e油泵箱0.670m20.116m2气缸盖0.128m2气门室罩侧面0.175m

35、2气门室罩上面0.321m2气门室罩侧面0.175m2气缸盖 0.128m2机体与曲轴箱0.670m2油底壳侧面0.160m2涡轮增压器0.203m2气门室 罩后面0.050m2排气歧管0.249m2气缸盖后端面0.037m2冷却器0.026m2后端罩壳0.026m2进气歧管0.268m2油底壳前端面0.073m2油底壳底面0.335m2油底冗 后端面 （覆盖）图3 - 17 直列六缸柴油机外表面示意图左侧面水泵0.027m2皮带轮0.026m2机体0.090m2油底壳0.154m2机体与曲轴箱0.394m2增压器I 0.057m2皮带轮0.021m2 -缸訶/冗0 与门一气0.前端油底壳前端

36、0.079m2缸盖0.119m2气门罩壳0.203m2气门罩壳0.203m2机体顶面0.161m2气门罩壳0.203m2机体与曲轴箱0.394m2油底壳0.154m2右侧面油底壳0.323m2排气管0.143m2后端齿轮盖0.206m2增压器0.290m2增压器0.129m20" 0 气、°门罩气门罩壳0.203m2后端缸盖 0.119m2排气管0.143m2油底壳后端（覆盖）图3- 18 V8柴油机外表面示意图前已论及，表面振动所产生的辐射噪声的大小取决于表面法向振动速度级、 辐射面积和辐射比。表面法向振动速度可实测得到，或通过测量表面法向振动 加速度计算而得，或可参考同

37、类发动机的数据估算；辐射面积在设计阶段就可 以较精确地估算出。因此，预测发动机辐射噪声的关键即取决于声辐射比。根据式（3-8），声辐射比定义为：-(f)“JCSrad ：U。 (f )rad(3-18)对于形状简单的零件，其声辐射比可以计算出来，但在一般情况下，零件的 声辐射比的计算极为复杂，下面推导一些形状简单的零件的声辐射比。一般说 来，这些形状简单零件的声辐射比 "ad(f)仅当频率低于一定值时才小于1.0,而 当频率大于、等于这一值时均为1.0o这一频率称之为临界频率，主要取决于声 源的几何尺寸。(1) 脉动球面的声辐射比脉动球面是单个的球面形声源，它辐射的声波仅是离开源的径

38、向距离r的函数。因此进行分析之前应建立起球坐标的波动方程。一维球面的波动方程(用 速度势)可以表示为：=0(3-19)：2(r (r,t)1 ；：2(r (r,t)-2 2-2,；rc . t式中c为声速。这里的声波为全向波86，声从声源向外辐射或向内辐射。将乘积 r (r,t)看 作单个变量，方程的形式就和平面波动方程一样，其通解为：r (r,t) GNct -r) G2(ct r)因此，(r,t) _G(ct _r)G2(ct r) 'rr第一项表示从声源向外传播的球面声波，第二项表示向声源中心传播的球面声波。在工程中，通常只考虑从声源向外传播的声波，所以只与解的第一部分 有关。现

39、在假设解的形式为一复谐量：(r,tH-ei(山)(3-20)r式中A为常数，由脉动球面表面所给定的边界条件确定。研究半径为a的振荡球，具有表面法向速度Ua二Uae，由速度势方程可以 得到：Ur(3-21):r将方程(3-20)中r = a代入方程(3-21)，解常数A得到A= -Ua(2a1 ika)eika式中：k为波长常数，k./c因此,(r,t)=Ua2a 、it±(r_a)e1 ika(3-22)引入源强度的概念，脉动球面的源强度定义为它的表面面积乘以其表面速 度。因此源强度Q(t)可以表示为：Q(t4：a2UaeHt =Qper 1由波动方程可知，波动声压p(r,t)和微粒

40、的速度u(r,t)可分别表示为:p(r,t)二一订(/讥)和 u(r,t)二/ 汽式中，订为传播声介质的密度。因此,p(r,t) = -igc (r,t)二単(3-23)4兀 r1 + ika以及u(r,t)-(1 ikrr)(r,t)Q(t) (1 +ikr、丄心)4 r2 1 ika °(3-24)则比声阻抗 乙可表示为:i'0ckr1 ikr=sc(k2r21k2rk r221k r从式中可以发现球面波的声阻抗既有抗性分量又有阻性分量。当阻性分量 为主导时，声压波动与微粒的速度同相位，当抗性分量为主导时，它们相位互 异。由于球在振荡时，既本身消耗能量也同时向外辐射能量，

41、由能量和功率流 动的关系可以知道，声波的同相位分量控制辐射的声功率，而异相位分量产生 的声能只在声源的近场进行抗性交换，它们所引起声源的能量从外界总体上看 表现为零。因此，球面声波的声强可表示为：Qpk2Jc32 二 2r21 (ka)2Qrmsk? P0C162r21 (ka)2那么，由球面声源辐射的声功率 W:2W 二Sl(r) =4二r I (r)二2rmsk2 ：c24二1 (ka)把Qrms和k的表达式分别带入上式，得:*222 |222 门(3-25)Urmsk ： oCk a Urms ： 02 2 = 24 9 1 (ka) c1 (ka)将式(3 25)代入式(3 18)得脉

42、动球面的声辐射比为- rad(ka)21(ka)2(3-26)脉动球面声辐射比的变化规律参见图3-2 0图3 20脉动球面的声辐射比-MEifH 匪M 42U3KC-图3 21振动活塞的声辐射比(2) 刚性挡板上活塞的声辐射比设刚性挡板上活塞的半径为a，其运动速度为U，则声功率W为1 2 2 1 2 2W0c二a U R,(2ka)0cSU R,(2ka)=0cSU0R,(2ka)(3-27)2 2式中，Ri(2ka)为活塞的阻抗函数，S二二a2为活塞顶面积，为活塞运动的均方根速度(3-28)(3-29)将(3-27)代入(3- 18)得刚性挡板上活塞的声辐射比'-rad = Rl (

43、 2 ka)把Ri(2ka)按级数展开,R1(2ka(2ka)(警)22 42 42 62 42 62 8（3）有限结构部件的声辐射通过以上的推导可以得知，结构元件的声辐射是结构几何尺寸和振动频率 的函数。不同的结构几何尺寸以及结构振动的频率不同，则声辐射比也不同。由于发动机结构的复杂性，其不同结构元件的声辐射比是具有差异的，对 于发动机来说，其辐射噪声的部件基本为平板结构单元，因此研究有限板的声 辐射比，对估算发动机的辐射噪声是非常重要的。 在这方面Ver,L丄和Holmer,C.I 对简支和夹持板的模态平均辐射比进行了研究，下面是简支矩形板（长和宽分 别为lx,ly）平均声辐射比与频率的关

44、系。当激励频率远低于临界频率（k I： kp, lx,ly 沐）时,4S(3-30),2当低于临界频率（也）时，一 曲厂敷）在f-r(l =2山-ly）为矩形的周长），8(1-2，)2)1/2 '0,g2（：）二14二2(1-ct a+ 2a1 1(1 Y2)2其中，：.=（f / fc）1/2在临界频率fc处，l x 1/ 2 l y 1/2匚=（）（丄）（3-31）cc当振动频率咼于临界频率时，丁一（1 一 ¥严（3-32）丄1四边简支公式的说明:*>1四边固定<1四边自由c =0/ fc，临界频率所对应的波长；k为声波数， /c ； kp为平板的波数 临界频

45、率的确定87对于任何一种构件，都是具有一定刚度的弹性体。当声波的某一频率以一 定的角度入射到构件表面时，若入射声波的波长在构件表面上的投影恰好等于 构件（板）的自由弯曲波长（构件被激发振动产生的沿板面传播的波），即空气中的声波在构件上的投影与构件的弯曲波相吻合，引起构件的振动，这种现象 被成为吻合效应，如图3-22所示。图3-22 构件（板）面产生的吻合效应在实际声场中，大多数声波是无规则入射的。当入射波长为'时，入射波的 波阵面与构件平面之间的夹角为 ,则构件被激发产生弯曲的自由波长为 'b， 那么吻合效应有下列关系式：'二b sin 二（3-33）由上式可以计算出产

46、生吻合效应时入射波的频率，称为“吻合频率”。当入射波频率高于某一频率时，均有相应的吻合角度产生吻合效应。当入 射波的频率低于某频率时，即相应的波长，大于自由弯曲波长b时，由于sin不 可能大于1,便不能产生吻合。这个能产生吻合效应的最低入射频率称为“临界 吻合频率”，简称临界频率。由图3-7可以看出，当入射声波的最低吻合频率发 生在声波掠射于板面时，此时吻合角，=90°，即该频率的波长=厶。发生吻合效应，声能将几乎全部透过构件，即声辐射比二胡。理论与试验研究表明，临界频率与构件本身的固有特性有关，它可表示为:(3-34)c212P（1_P2）fc（ Hz）c 2二， E式中：fc为临

47、界频率，Hz ；c为空气中声速，m/s；:为构件（板）的厚度，m；”为构件的密度，kg/m3;J为构件材料的泊松比；E材料的弹性模量，N/m2。由上式可以看出，临界频率的大小与构件的密度、厚度和弹性模量等因素 有关。上式也可以表示为：(Hz)(3-35)式中Cl为声音在构件中的传播速度，m/S，ClE/T对于矩形板来说，二的值由单个模态的辐射比所决定，并在整个窄带上进 行平均。然而对于任何简支的板来说，其值当然希望尽可能的正确。上面所描述的表达式可以用曲线（图）来表示，图3-23为典型矩形板的计算值。+ 1.8dB/8此范围内周边固定加上3dBI|fc4图3-23 简单支承或四周固定有限平板的

48、声辐射比就目前多数为铸铁结构的柴油机而言，辐射比在高于大约500Hz时，其数值趋向于单位值1,这一趋势同样适合一些小的铸件，例如燃油泵等。但是，一 旦一个铸件其结构由板状变为圆柱形，例如排气管或者由薄钢板制成的罩，其 辐射噪声的能力在同样给定的振级下将会减弱。通常，声辐射比理论计算值比实际实测值低，这可能是由于当发动机工作 时，其各个部分、部件受到的激励并非稳态的正弦激励，而是频率成分非常复 杂的多频率成分激励，其振动的峰值和均方根值的比通常很大88，在这种激励的作用下，零件除了产生挠性振动和其它振动之外，还伴随着零件的整体振动， 而这一点在理论计算时是被忽略的。3.3 Y C6108G型柴油

49、机整机噪声预测为了验证本文所提出的“工程表面振动速度法”的正确性，作者对YC6108G 型柴油机进行了整机噪声声功率级的预测，并与试验结果进行了对比。2 、.由声功率的计算公式：W = bCTSrad ”： u 可知，如果知道了发动机表面的 振动平均速度和结构的声辐射比，那么就可以估算出辐射的声功率级阴。其中0,C, Srad对于一台确定的内燃机为常数。由声学理论可知，由于人们能听到的声音范围声压差异特别大，可达& 9个数量级以上，所以用线性标度来表示声音的量度单位很不方便；同时人耳对 声压大小的感受也不是直接与声压或声强成线性关系的，因此，通常用对数标 度来表示声压、声强和声功率的关

50、系。SWL =20log（旦）10log 二 10log Gc 10log（Sad）（3-36）u ref由于对数的表示是无量纲的，因此用对数标度时必须先选定参考量，然后 取实际量与参考量的比值，再求其对数。对于振动速度和加速度的参考值，有不同的选择，作者根据对国产五种发 动机的声功率预测研究，选参考速度为：Ure =5.0 10“m/s，采用这一参考值根据“工程表面振动速度法”预测内燃机的声功率，对于国产柴油机来说其预 测结果与国标(GB1859-89)规定的测试方法所得的声功率级相当吻合。振动结构 辐射的声功率(SWL)为：SWL = 20log(E). ioiog 二 lOlog(Sra

51、d)(3-37)u ref：-oC为空气的特性阻抗，在一个标准大气压及温度为20 C时， ：oC =41 5N S/m3) ； Srad为辐射体的表面积，m2。3.3.1距声源1m远处声压级的计算由声学基本方程可知，声强与声压存在如下关系：2I = p /0c(3-38)假设一振动源的表面积为Srad，则其辐射的声功率可以表示为：2 W - : oC-'Sd : u( 3-39)同时，声强与声功率有如下关系：W = SI( 3-40)式中Si为声强测量表面的面积。而对于一确定的声源来说，其声功率是一定的，不随测试距离的变化而变 化。因此，（3-41）20c_ Srad ：: U1 SI把式（3-38）代入（3-41）得,：'0c'- Srad-2:u=¥ Gc=（5c）2二：u 字SiS|（3-42）两边取对数，用声压级表示SPL=20log（丄）10log（电）10log二 20log（ ?0c）UrefSIs= 20log（-）-10log（H 10log 二 52.3refSrad对于任何声源，可以把它简化为具有同样表面积的球，那么距该球1m处的 假想球的面积为：Si（二严 12 y（S）1/