摘要：利用有限元法和邊界元法預測CY4102BG型柴油機在高負荷工況下的振動及輻射噪聲特性,確定出柴油機的高噪聲區域,并針對噪聲預測結果提出改進設計方案。分析了采用阻尼技術對噪聲較高的油底殼部件輻射噪聲的影響以及在機體和油底殼之間安裝加強板結構對柴油機結構噪聲的影響。研究表明,采用這兩種措施對于降低柴油機輻射噪聲具有良好的效果。
關鍵詞：聲學;柴油機;輻射噪聲;噪聲預測;噪聲控制;高負荷
柴油機噪聲控制技術的實踐表明:由于受到制造工藝、生產成本等方面的限制,改善現有柴油機振動噪聲特性的可能性是有限的,所采用降低輻射噪聲的措施也是被動的。另外從根源上減小燃燒過程的壓力升高率是降低柴油機噪聲最根本的措施,但該措施的實施在很大程度上會影響其動力性、燃油經濟性、排放等性能指標。在不影響其它性能前提下,通過改進主要噪聲輻射源的結構設計,不失為一種有效措施。這就需要對結構噪聲進行預測和優化。
采用數值方法預測柴油機結構輻射噪聲,只根據柴油機設計圖紙就可以進行噪聲特性計算,求出輻射噪聲分布圖,進而對高噪聲區域進行結構改進,以低噪聲作為目標函數進行多方案優化設計。這樣可大大縮短開發周期,節約成本。本文使用有限元法(ANSYS)和邊界元法( SYSNO ISE)計算軟件對柴油機結構輻射噪聲進行數值預測,進而進行結構改進設計并驗證其降噪效果。
1 柴油機組合結構有限元模型的建立
根據CY4102BG柴油機的裝配情況,首先建立缸蓋、機體、缸套、主軸承蓋和油底殼的組合結構有限元模型。其中對安裝附件用的大部分凸臺及尺寸不大的螺紋孔、水孔、油孔都不予考慮。油底殼結構采用殼單元Shell63,其它結構采用實體單元Solid45來建立。其有限元模型如圖1所示。
2. 1 柴油機載荷工況計算
柴油機載荷的確定,對于振動響應分析是個關鍵。柴油機受力很復雜,為使理論計算可行,有必要對其受力進行簡化處理。本文在力求能夠反映實際的狀況下,考慮柴油機穩態工作狀況,以氣缸燃氣壓力對缸套和缸蓋的作用力、活塞連桿機構的運動慣性力和曲軸旋轉慣性力引起的主軸承力等主要因素,確定柴油機所受的激勵力。
2. 1. 1 氣缸燃燒壓力計算
利用GT2POWER軟件模擬出氣缸平均有效壓力速度特性曲線,如圖2所示。從圖中可以看出最高平均有效壓力工況出現在轉速為1500 r /min。當發動機轉速在1500 r /min時,此時氣體爆發壓力峰值為7. 5MPa,圖3是1500 r /min高負荷工況下各缸壓力曲線。考慮到CY4102BG型柴油機是四沖程柴油機,轉速為1500 r /min時,完成一個工作循環的時間T = 0. 08 s,作用于柴油機上的載荷力近似為0.08 s內的周期力,在振動響應計算時,可只考慮一個周期時間作為振動響應歷程的計算時間[ 1 ] 。
主軸承負荷來自于氣缸內氣體作用力,活塞組往復慣性力和曲軸旋轉慣性力引起的主軸承座上的載荷。作用在主軸承上的載荷比較復雜,其總徑向力的大小和作用線方向隨著曲柄轉角的變化而變化。因此為施加力方便,把主軸承上的力P ( t)沿水平和垂直方向分解可得[ 2 ]
2. 2 載荷的施加
2. 2. 1 氣缸燃燒壓力的施加
氣缸壓力載荷分別作用在缸蓋底面和活塞頂面上。氣缸壓力加載在缸蓋底面上時采用各缸一個周期的缸內壓力函數。由于氣缸壓力作用在氣缸壁上的載荷,隨著時間的變化,壓力的大小和作用面積都發生變化,因此這里采用瞬時均布加載的方法,根據活塞的行程選擇壓力作用面積,以活塞上止點為坐標原點,沿氣缸中心線向下為X軸正向,則活塞在時刻t所處的位置為
2. 2. 2 主軸承載荷的施加
由于在不同時刻t主軸承負荷P ( t)的大小、作用點和方向都發生變化,因此主軸承周向載荷也隨時間而變化。而柴油機主軸承在P ( t)的作用下,形成主軸承油膜壓力,其計算要綜合旋轉效應和擠壓效應兩方面的因素。并涉及到軸心軌跡的計算問題,因此情況非常復雜,需要一些簡化。在簡化計算時,假設軸承與軸頸之間的油膜壓力周向分布按余弦規律變化,其分布角取2θ[4 ] ,在計算中取θ=π/3。且對稱于Px( t)和Py ( t)作用線。由于各缸發火時刻不同,因此每個主軸承受到兩側氣缸產生的合力。
2. 3 邊界條件的確定
柴油機的機體與缸蓋是靠螺栓緊固在一起的,本文采用螺栓和螺栓附近部位兩個部件的對應的節點所有方向的位移全部耦合在一起,其它部位僅僅上下方向(UZ)耦合。發動機的油底殼是靠16顆螺栓連接在機體下部的,其前部和后部分別與齒輪室下部和飛輪殼下部相連接。由于考慮到連接的螺栓較多,并且結合面之間存在襯墊,壓緊后實現密封,因此本文采用將油底殼與機體之間的連接界面簡化為整個結合界面上對應節點在三個方向上位移全部耦合,主軸承蓋與機體之間采用螺栓接觸面的剛性耦合連接,缸套與機體采用整體剛性耦合連接。按照柴油機實際的安裝結構,分別對機體兩側安裝部位進行了約束處理,還對機體靠近輸出端一側端面下部進行了完全位移約束。
本文采用直接積分法求解柴油機瞬態振動響應通過計算得出了CY4102BG型柴油機在一個工作循環下的組合結構隨時間變化的振動情況。
3柴油機結構噪聲預測
在用有限元法對柴油機組合結構進行瞬態響應分析,得到組件的表面節點隨時間變化的振動位移之后,通過利用APDL編寫的有限元譜分析程序,將其轉化成柴油機組合結構表面節點隨頻率變化的振動位移數據。下面就可以用邊界元方法來預測輻射噪聲。
3. 1邊界元模型的建立
用邊界元法預測輻射噪聲,首先要建立組合結構的邊界元模型,包括邊界單元和邊界節點。該邊界元模型網格的尺寸比較規范,大小比較接近,這樣有利于提高邊界元法的計算速度和精度。由于建立的邊界元模型不是直接從有限元模型提取的結構外表面有限元單元數據,因此需利用插值方法從有限元分析得到的節點振動位移計算出邊界元模型節點的振動位移作為邊界元模型的邊界條件。
3. 2結構輻射噪聲計算結果分析
3. 2. 1柴油機的聲譜分析
對于柴油機組合結構來講,考慮到以下幾個方面:缸蓋和機體在頻率為300 - 2000Hz的中頻段時,結構振動的響應最大,而且也是人耳感覺最強烈的噪聲頻率范圍;油底殼的噪聲在頻率為50 - 1000Hz的低頻段時起主要作用;該直列四缸柴油機在轉速為1500r/min工況下工作,其發火頻率為50Hz,因此本文的噪聲分析頻率取50 - 2000Hz,頻率步長為50Hz。由于需要求解柴油機振動表面向外界的輻射噪聲,因此本文采用直接邊界元法進行輻射噪聲計算。
圖4顯示了柴油機表面具有代表性節點的輻射聲壓級頻譜。從圖中可以看出柴油機各部位表面聲壓級各頻率下的分布情況。柴油機表面聲壓級最高的部位為油底殼。尤其是油底殼的后側板和后底板,其表面聲壓級高達120dB 左右,其中后側板聲壓級的峰值為450Hz和1250Hz兩個頻率; 后底板聲壓級的峰值出現在350Hz和1250Hz兩個頻率。油底殼前底板由于具有加強筋結構,因此其表面聲壓級比后底板小5dB左右。從圖中還可以看出,相比之下油底殼左側板大于右側板的表面聲壓級。機體的前裙部在低頻時表面聲壓級要大于后裙部,而在高頻時表面聲壓級要小于后裙部。這是因為后裙部的剛度要大于前裙部,其主要共振頻率比較高。缸蓋的聲輻射能量主要集中在1000Hz以下,其表面聲壓級也較大,在115dB 左右,因此,這個區域是控制缸蓋輻射噪聲的主要頻段。
在距地面0. 3m 處加以對稱面模擬地面的反射[ 5 ] ,加上對稱面,認為在關于對稱面的另一端假設一個完全一樣的對稱的輻射模型,由輻射模型和對稱模型發出的聲波到達對稱面上任意一點時,徑向質點速度沿對稱面法向的分量都大小相等,方向相反,因而法向合成速度為零,這就是說對稱面滿足剛性平面邊界條件。因此,該對稱面的作用相當于將柴油機表面的輻射噪聲完全反射,也即與無限大障礙板作用相同,但該模型的優點在于它可采用直接邊界元法進行外場求解,避免了共振現象的發生。在距離柴油機各表面1m處添加了場點網格。
3. 2. 3 柴油機聲功率計算分析
通過對柴油機的輻射噪聲計算,得到了柴油機表面輻射聲功率譜和聲場的輻射聲功率譜,如圖5所示。根據該頻譜可以得到柴油機表面總的聲功率級為118. 4dB,聲場的總聲功率級為107. 5dB。從柴油機表面輻射聲功率譜上看,在350Hz、850Hz和1250Hz時輻射噪聲出現峰值,此時的柴油機表面聲壓級云圖如圖6 所示。從聲場的輻射聲功率譜上看,在300Hz、600Hz、850Hz和1250Hz時出現峰值,此時的聲場聲壓級云圖如圖7所示。這確定了對輻射噪聲貢獻較大的頻率,指出了改進設計的方向。
從半消聲室聲場云圖中可以看出,各聲場場點的最大聲壓級約為100dB。在300Hz時,聲場前表面噪聲輻射比后表面高,聲場上表面聲壓級均勻分布。而在600Hz、850Hz、1250Hz時靠近缸蓋上方的場點區域噪聲均較高,其中1250Hz時場點的聲壓級最大,其最大值為104dB,但缸蓋的主要聲輻射能量主要集中在1000Hz以下,分析其原因是由于油底殼在1250Hz時噪聲很大,通過地面完全反射的結果。
4. 1 阻尼技術對油底殼輻射噪聲的影響
金屬材料的阻尼值是很低的,鋼、鐵材料的阻尼因子在為1 ×10-4 - 6 ×10-4 ,而在正常情況下,在一定溫度范圍內約束阻尼結構的阻尼因子一般在0. 3以上。因此,本文在η = 5 ×10-4 - 0. 5之間選取了0. 0005 (原型) 、0. 005、0. 05、0. 3分別進行其輻射噪聲的計算,計算結果包括輻射聲功率、油底殼表面聲壓值等聲學特性參數,以分析阻尼增加后其輻射噪聲的變化。
為了驗證阻尼變化對其輻射噪聲的影響,可以采用諧響應分析。采用的激勵為在油底殼的底部中間位置施加激勵力F,幅值為5. 0N,約束條件為法蘭面全部約束。計算時的激勵頻率從50Hz ～2000Hz,每隔50Hz計算一次。利用位移響應結果,計算得到的輻射聲功率結果如8所示。
4. 2 加強板對柴油機輻射噪聲的影響
考慮到為抑制曲軸箱自身較大振動和減少其振動對油底殼的傳遞,根據實際情況,對CY4102BG柴油機在機體和油底殼之間安裝了加強板結構。考察安裝加強板結構對柴油機結構輻射噪聲的影響。加強板的厚度為8mm,材料采用與機體相同的合金鑄鐵材料。通過輻射噪聲計算,得到了柴油機輻射聲功率譜,并與原型相比較。如圖9所示。
5結語
(1)利用有限元法和邊界元法聯合求解的數值方法能夠預測出柴油機結構噪聲特性。
(2)通過柴油機的聲譜分析,可得到柴油機表面具有代表性節點的輻射聲壓級頻譜,從頻譜圖中可以看出柴油機各部位表面聲壓級的分布情況。并建立半消聲室模型,進行輻射噪聲計算,得到柴油機表面輻射聲功率譜,確定對輻射噪聲貢獻較大的頻率,并通過柴油機表面和聲場的聲壓級云圖,預測出柴油機輻射噪聲較大部位,確定出其輻射噪聲最為嚴重的是油底殼結構。
(3)考慮了阻尼技術對油底殼輻射噪聲的影響,油底殼采用的是復合阻尼鋼板結構,研究表明,隨著阻尼系數的增大,高頻噪聲降低明顯,但降低趨勢漸緩,并且高頻區域曲線變的平緩。采用復合阻尼鋼板結構對于降低油底殼的輻射噪聲具有很好的效果。
(4)為抑制曲軸箱自身的較大振動和減少其振動對油底殼的傳遞,在機體和油底殼之間安裝加強板結構,研究表明,應用加強板結構以后,在200Hz以上聲功率級都有所降低,其總聲功率級降低幅度達到5dB,其中油底殼的輻射噪聲得到了有效控制,有效地減少了機體振動對油底殼的傳遞,能有效降低柴油機結構輻射噪聲。
參考文獻:
[ 1 ] 葛蘊珊,王芝秋,張志華等. 聲邊界元法在內燃機機體輻射噪聲預報中的應用研究[ J ]. 內燃機學報, 1995,
13 (1) : 60 - 64.
[ 2 ] 陳大榮. 船舶內燃機設計[M ]. 北京:國防工業出版社, 1992.
[ 3 ] 郝強,朱梅林. 內燃機氣缸套受沖擊載荷時的有限元分析[ J ]. 華中理工大學學報. 1995 (9) : 58 - 62.
[ 4 ] 晉兵營,李冠峰,熊本俊,等. YT4135Z柴油機機體動態響應分析[ J ]. 內燃機工程, 2005, 26 (2) : 58 - 61.
[ 5 ] 許肖梅. 聲學基礎[M ]. 北京:科學出版社, 2003: 175.
關鍵詞：聲學;柴油機;輻射噪聲;噪聲預測;噪聲控制;高負荷
柴油機噪聲控制技術的實踐表明:由于受到制造工藝、生產成本等方面的限制,改善現有柴油機振動噪聲特性的可能性是有限的,所采用降低輻射噪聲的措施也是被動的。另外從根源上減小燃燒過程的壓力升高率是降低柴油機噪聲最根本的措施,但該措施的實施在很大程度上會影響其動力性、燃油經濟性、排放等性能指標。在不影響其它性能前提下,通過改進主要噪聲輻射源的結構設計,不失為一種有效措施。這就需要對結構噪聲進行預測和優化。
采用數值方法預測柴油機結構輻射噪聲,只根據柴油機設計圖紙就可以進行噪聲特性計算,求出輻射噪聲分布圖,進而對高噪聲區域進行結構改進,以低噪聲作為目標函數進行多方案優化設計。這樣可大大縮短開發周期,節約成本。本文使用有限元法(ANSYS)和邊界元法( SYSNO ISE)計算軟件對柴油機結構輻射噪聲進行數值預測,進而進行結構改進設計并驗證其降噪效果。
1 柴油機組合結構有限元模型的建立
根據CY4102BG柴油機的裝配情況,首先建立缸蓋、機體、缸套、主軸承蓋和油底殼的組合結構有限元模型。其中對安裝附件用的大部分凸臺及尺寸不大的螺紋孔、水孔、油孔都不予考慮。油底殼結構采用殼單元Shell63,其它結構采用實體單元Solid45來建立。其有限元模型如圖1所示。
圖1 柴油機組合結構有限元模型
2. 1 柴油機載荷工況計算
柴油機載荷的確定,對于振動響應分析是個關鍵。柴油機受力很復雜,為使理論計算可行,有必要對其受力進行簡化處理。本文在力求能夠反映實際的狀況下,考慮柴油機穩態工作狀況,以氣缸燃氣壓力對缸套和缸蓋的作用力、活塞連桿機構的運動慣性力和曲軸旋轉慣性力引起的主軸承力等主要因素,確定柴油機所受的激勵力。
2. 1. 1 氣缸燃燒壓力計算
利用GT2POWER軟件模擬出氣缸平均有效壓力速度特性曲線,如圖2所示。從圖中可以看出最高平均有效壓力工況出現在轉速為1500 r /min。當發動機轉速在1500 r /min時,此時氣體爆發壓力峰值為7. 5MPa,圖3是1500 r /min高負荷工況下各缸壓力曲線。考慮到CY4102BG型柴油機是四沖程柴油機,轉速為1500 r /min時,完成一個工作循環的時間T = 0. 08 s,作用于柴油機上的載荷力近似為0.08 s內的周期力,在振動響應計算時,可只考慮一個周期時間作為振動響應歷程的計算時間[ 1 ] 。
圖2 平均有效壓力速度特性曲線
圖3 高負荷工況下各氣缸壓力曲線
主軸承負荷來自于氣缸內氣體作用力,活塞組往復慣性力和曲軸旋轉慣性力引起的主軸承座上的載荷。作用在主軸承上的載荷比較復雜,其總徑向力的大小和作用線方向隨著曲柄轉角的變化而變化。因此為施加力方便,把主軸承上的力P ( t)沿水平和垂直方向分解可得[ 2 ]
2. 2 載荷的施加
2. 2. 1 氣缸燃燒壓力的施加
氣缸壓力載荷分別作用在缸蓋底面和活塞頂面上。氣缸壓力加載在缸蓋底面上時采用各缸一個周期的缸內壓力函數。由于氣缸壓力作用在氣缸壁上的載荷,隨著時間的變化,壓力的大小和作用面積都發生變化,因此這里采用瞬時均布加載的方法,根據活塞的行程選擇壓力作用面積,以活塞上止點為坐標原點,沿氣缸中心線向下為X軸正向,則活塞在時刻t所處的位置為
2. 2. 2 主軸承載荷的施加
由于在不同時刻t主軸承負荷P ( t)的大小、作用點和方向都發生變化,因此主軸承周向載荷也隨時間而變化。而柴油機主軸承在P ( t)的作用下,形成主軸承油膜壓力,其計算要綜合旋轉效應和擠壓效應兩方面的因素。并涉及到軸心軌跡的計算問題,因此情況非常復雜,需要一些簡化。在簡化計算時,假設軸承與軸頸之間的油膜壓力周向分布按余弦規律變化,其分布角取2θ[4 ] ,在計算中取θ=π/3。且對稱于Px( t)和Py ( t)作用線。由于各缸發火時刻不同,因此每個主軸承受到兩側氣缸產生的合力。
2. 3 邊界條件的確定
柴油機的機體與缸蓋是靠螺栓緊固在一起的,本文采用螺栓和螺栓附近部位兩個部件的對應的節點所有方向的位移全部耦合在一起,其它部位僅僅上下方向(UZ)耦合。發動機的油底殼是靠16顆螺栓連接在機體下部的,其前部和后部分別與齒輪室下部和飛輪殼下部相連接。由于考慮到連接的螺栓較多,并且結合面之間存在襯墊,壓緊后實現密封,因此本文采用將油底殼與機體之間的連接界面簡化為整個結合界面上對應節點在三個方向上位移全部耦合,主軸承蓋與機體之間采用螺栓接觸面的剛性耦合連接,缸套與機體采用整體剛性耦合連接。按照柴油機實際的安裝結構,分別對機體兩側安裝部位進行了約束處理,還對機體靠近輸出端一側端面下部進行了完全位移約束。
本文采用直接積分法求解柴油機瞬態振動響應通過計算得出了CY4102BG型柴油機在一個工作循環下的組合結構隨時間變化的振動情況。
3柴油機結構噪聲預測
在用有限元法對柴油機組合結構進行瞬態響應分析,得到組件的表面節點隨時間變化的振動位移之后,通過利用APDL編寫的有限元譜分析程序,將其轉化成柴油機組合結構表面節點隨頻率變化的振動位移數據。下面就可以用邊界元方法來預測輻射噪聲。
3. 1邊界元模型的建立
用邊界元法預測輻射噪聲,首先要建立組合結構的邊界元模型,包括邊界單元和邊界節點。該邊界元模型網格的尺寸比較規范,大小比較接近,這樣有利于提高邊界元法的計算速度和精度。由于建立的邊界元模型不是直接從有限元模型提取的結構外表面有限元單元數據,因此需利用插值方法從有限元分析得到的節點振動位移計算出邊界元模型節點的振動位移作為邊界元模型的邊界條件。
3. 2結構輻射噪聲計算結果分析
3. 2. 1柴油機的聲譜分析
對于柴油機組合結構來講,考慮到以下幾個方面:缸蓋和機體在頻率為300 - 2000Hz的中頻段時,結構振動的響應最大,而且也是人耳感覺最強烈的噪聲頻率范圍;油底殼的噪聲在頻率為50 - 1000Hz的低頻段時起主要作用;該直列四缸柴油機在轉速為1500r/min工況下工作,其發火頻率為50Hz,因此本文的噪聲分析頻率取50 - 2000Hz,頻率步長為50Hz。由于需要求解柴油機振動表面向外界的輻射噪聲,因此本文采用直接邊界元法進行輻射噪聲計算。
圖4顯示了柴油機表面具有代表性節點的輻射聲壓級頻譜。從圖中可以看出柴油機各部位表面聲壓級各頻率下的分布情況。柴油機表面聲壓級最高的部位為油底殼。尤其是油底殼的后側板和后底板,其表面聲壓級高達120dB 左右,其中后側板聲壓級的峰值為450Hz和1250Hz兩個頻率; 后底板聲壓級的峰值出現在350Hz和1250Hz兩個頻率。油底殼前底板由于具有加強筋結構,因此其表面聲壓級比后底板小5dB左右。從圖中還可以看出,相比之下油底殼左側板大于右側板的表面聲壓級。機體的前裙部在低頻時表面聲壓級要大于后裙部,而在高頻時表面聲壓級要小于后裙部。這是因為后裙部的剛度要大于前裙部,其主要共振頻率比較高。缸蓋的聲輻射能量主要集中在1000Hz以下,其表面聲壓級也較大,在115dB 左右,因此,這個區域是控制缸蓋輻射噪聲的主要頻段。
圖4 柴油機表面節點聲壓級頻譜
在距地面0. 3m 處加以對稱面模擬地面的反射[ 5 ] ,加上對稱面,認為在關于對稱面的另一端假設一個完全一樣的對稱的輻射模型,由輻射模型和對稱模型發出的聲波到達對稱面上任意一點時,徑向質點速度沿對稱面法向的分量都大小相等,方向相反,因而法向合成速度為零,這就是說對稱面滿足剛性平面邊界條件。因此,該對稱面的作用相當于將柴油機表面的輻射噪聲完全反射,也即與無限大障礙板作用相同,但該模型的優點在于它可采用直接邊界元法進行外場求解,避免了共振現象的發生。在距離柴油機各表面1m處添加了場點網格。
3. 2. 3 柴油機聲功率計算分析
通過對柴油機的輻射噪聲計算,得到了柴油機表面輻射聲功率譜和聲場的輻射聲功率譜,如圖5所示。根據該頻譜可以得到柴油機表面總的聲功率級為118. 4dB,聲場的總聲功率級為107. 5dB。從柴油機表面輻射聲功率譜上看,在350Hz、850Hz和1250Hz時輻射噪聲出現峰值,此時的柴油機表面聲壓級云圖如圖6 所示。從聲場的輻射聲功率譜上看,在300Hz、600Hz、850Hz和1250Hz時出現峰值,此時的聲場聲壓級云圖如圖7所示。這確定了對輻射噪聲貢獻較大的頻率,指出了改進設計的方向。
圖5 柴油機表面和聲場的輻射聲功率頻譜
從半消聲室聲場云圖中可以看出,各聲場場點的最大聲壓級約為100dB。在300Hz時,聲場前表面噪聲輻射比后表面高,聲場上表面聲壓級均勻分布。而在600Hz、850Hz、1250Hz時靠近缸蓋上方的場點區域噪聲均較高,其中1250Hz時場點的聲壓級最大,其最大值為104dB,但缸蓋的主要聲輻射能量主要集中在1000Hz以下,分析其原因是由于油底殼在1250Hz時噪聲很大,通過地面完全反射的結果。
圖6 各峰值頻率下的柴油機表面聲壓級云圖
圖7 各峰值頻率下的聲場聲壓級云圖
4. 1 阻尼技術對油底殼輻射噪聲的影響
金屬材料的阻尼值是很低的,鋼、鐵材料的阻尼因子在為1 ×10-4 - 6 ×10-4 ,而在正常情況下,在一定溫度范圍內約束阻尼結構的阻尼因子一般在0. 3以上。因此,本文在η = 5 ×10-4 - 0. 5之間選取了0. 0005 (原型) 、0. 005、0. 05、0. 3分別進行其輻射噪聲的計算,計算結果包括輻射聲功率、油底殼表面聲壓值等聲學特性參數,以分析阻尼增加后其輻射噪聲的變化。
為了驗證阻尼變化對其輻射噪聲的影響,可以采用諧響應分析。采用的激勵為在油底殼的底部中間位置施加激勵力F,幅值為5. 0N,約束條件為法蘭面全部約束。計算時的激勵頻率從50Hz ～2000Hz,每隔50Hz計算一次。利用位移響應結果,計算得到的輻射聲功率結果如8所示。
圖8 η為不同值時輻射聲功率頻譜
4. 2 加強板對柴油機輻射噪聲的影響
考慮到為抑制曲軸箱自身較大振動和減少其振動對油底殼的傳遞,根據實際情況,對CY4102BG柴油機在機體和油底殼之間安裝了加強板結構。考察安裝加強板結構對柴油機結構輻射噪聲的影響。加強板的厚度為8mm,材料采用與機體相同的合金鑄鐵材料。通過輻射噪聲計算,得到了柴油機輻射聲功率譜,并與原型相比較。如圖9所示。
圖9原型與帶加強板模型的輻射聲功率頻譜
5結語
(1)利用有限元法和邊界元法聯合求解的數值方法能夠預測出柴油機結構噪聲特性。
(2)通過柴油機的聲譜分析,可得到柴油機表面具有代表性節點的輻射聲壓級頻譜,從頻譜圖中可以看出柴油機各部位表面聲壓級的分布情況。并建立半消聲室模型,進行輻射噪聲計算,得到柴油機表面輻射聲功率譜,確定對輻射噪聲貢獻較大的頻率,并通過柴油機表面和聲場的聲壓級云圖,預測出柴油機輻射噪聲較大部位,確定出其輻射噪聲最為嚴重的是油底殼結構。
(3)考慮了阻尼技術對油底殼輻射噪聲的影響,油底殼采用的是復合阻尼鋼板結構,研究表明,隨著阻尼系數的增大,高頻噪聲降低明顯,但降低趨勢漸緩,并且高頻區域曲線變的平緩。采用復合阻尼鋼板結構對于降低油底殼的輻射噪聲具有很好的效果。
(4)為抑制曲軸箱自身的較大振動和減少其振動對油底殼的傳遞,在機體和油底殼之間安裝加強板結構,研究表明,應用加強板結構以后,在200Hz以上聲功率級都有所降低,其總聲功率級降低幅度達到5dB,其中油底殼的輻射噪聲得到了有效控制,有效地減少了機體振動對油底殼的傳遞,能有效降低柴油機結構輻射噪聲。
參考文獻:
[ 1 ] 葛蘊珊,王芝秋,張志華等. 聲邊界元法在內燃機機體輻射噪聲預報中的應用研究[ J ]. 內燃機學報, 1995,
13 (1) : 60 - 64.
[ 2 ] 陳大榮. 船舶內燃機設計[M ]. 北京:國防工業出版社, 1992.
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