1、学术|制造研究ACADEMIC021AUTO DRIVING&SERVICE2022.12基于有限元的某汽油机排气歧管隔热罩 NVH 优化（上汽通用五菱汽车股份有限公司，柳州 545007）黄鹰、梅夏、韦善景摘要：本文通过对某汽油机进行声源定位和整机 1 m 声压级噪声测试，发现排气歧管隔热罩是主要噪声源之一。利用 HyperMesh 软件对排气歧管隔热罩进行模态分析，然后提出增加约束点和双层结构的优化方案，最后通过台架和整车验证其降噪效果。结果表明，双层结构的优化方案降噪效果最好，能使发动机整机声功率级降低 2.0 dB，整车通过噪声降低 0.7 dB。关键词：排气歧管隔热罩；薄壁件；噪声源
2、；激励共振；模态分析中图分类号：U464.13 文献标识码：A0 引言汽车 NVH 直接影响用户乘坐时的舒适程度，而发动机是汽车的主要激励源，发动机 NVH 是整车 NVH 性能控制中最重要的一个环节。因此如何提升发动机 NVH，是国内汽车行业主要攻关的难题1。在发动机的所有零件中，作为薄壁件的排气歧管隔热罩由于刚度低、表面积大，在发动机运行时极有可能是主要高频噪声源2。薄壁件的共振噪声是由于受到排气歧管振动激励的作用，表面强迫振动响应的结果。此类噪声一般可通过结构优化或者提升自身阻尼的方法来解决3。本文通过对某汽油机进行声学定位及 1 m 声压级噪声测试，发现排气歧管隔热罩对整机噪声贡献量很
3、大。然后对排气歧管隔热罩进行模态分析研究，并提出两种改进方案，最后通过试验验证确定最优方案，有效降低了排气歧管隔热罩的辐射噪声。1 排气歧管隔热罩对发动机噪声的影响我司某款商用车搭载的汽油机在进行整车通过噪声测试时，通过噪声高达 74.3 dB（A），不能满足国家相关法规 74.0 dB（A）的要求。根据整车 NVH 工程师反馈，在拆掉排气歧管隔热罩后，整车通过噪声达到国家法规要求。因此，基本判定整车通过噪声高于标准与发动机排气歧管隔热罩强相关。本文对发动机展开噪声测试及分析。1.1 声源定位测试在发动机半消声室内对该发动机进行声源定位试验，测试工况为：发动机从 1 000 r/min 全负荷
4、加速至额定转速 5 600 r/min，加速时间为 90 s。测试结果显示，在整个加速过程中，噪声声压主要集中在低、中频段。为找到噪声源零部件，项目团队对整个频率曲线进行定位计算，发现排气侧噪声主要来源于排气歧管隔热罩。在中低频500 2 000 Hz 时，声源主要来自隔热罩中部位置（图 1）；在中高频 2 000 3 000 Hz 时，声源来自于隔热罩的左侧、右侧位置（图 2）；在 3 000 Hz 以上时，声源从隔热罩左侧、中部和右侧不规则地传出（图 3）。1.2 整机 1 m 声压级噪声测试为确定排气歧管隔热罩辐射噪声对发动机整机噪声的影响程度，对发动机有无隔热罩两种状态进行发动机 1m
5、 声压级噪声测试，测试工况为：1 000 r/min 全负荷加速至额定转速 5 600 r/min，加速时间为 90 s。测试方法按照 GBT 18592000往复式内燃机 辐射的空气噪声测量 工程法及简易中规定的五图 1 500 2 000 Hz 噪声源定位图 2 2 000 3 000 Hz 噪声源定位学术|制造研究ACADEMIC022AUTO DRIVING&SERVICE2022.12点法，分别在距离发动机进气侧、前端面、排气侧、后端面和顶部 1 m 处各布置 1 个麦克风，测试 5 个端面的声压水平。图 4 和图 5 分别是排气侧 1 m 声压级曲线和整机 1 m 声功率曲线。其中
6、，红色曲线是该发动机带有排气歧管隔热罩时的加速噪声曲线，绿色曲线是该发动机去掉隔热罩后的加速噪声曲线。从图 4 可以看出，无隔热罩状态下发动机排气侧 1 m 声压级曲线明显降低，一般情况下降低 3.0 5.0 dB（A），在某些转速下甚至降低近 8.0 dB（A）。从图 5 可以看出，无隔热罩状态下发动机整机 1 m 声功率级曲线也明显降低，在发动机转速为 2 000 4 000 r/min 时，大部分降低 3 dB（A）以上。通过声源定位测试，锁定了排气歧管隔热罩对排气侧噪声影响最大，贡献量主要集中在隔热罩中部位置。整机 1 m 声压级测试结果也表明，有无隔热罩差别很大，无隔热罩时整机 1
7、m 声压级大大降低。因此，对排气歧管隔热罩作为突破口进行 NVH 优化分析。2 排气歧管隔热罩模态分析2.1 有限元模型的建立利用 HyperMesh 软件对排气歧管隔热罩进行模态分析。将隔热罩导入 HyperMesh 进行几何清理，并提取中面特征。将单元类型设置为Shell，采用一阶四边形2D网格，设置单元尺寸参数，并使用智能网格划分方式划分 2D 网格。完成网格划分之后，赋予网格材料属性，其材料特性参数为：厚度 T=为 1 mm；弹性模量 E 为 2.1105 MPa；泊松比 为 0.3，密度 为 7 900 kg/m3。为了模拟最接近实际工作状态时的排气歧管隔热罩固定方式及模态特征，需将
8、隔热罩所有 5 个固定螺栓孔位置的 6个自由度全部约束，以此为边界条件，得到的隔热罩有限元模型（图 6）。图 3 3 000 5 000 Hz 噪声源定位图 5 整机 1 m 声功率级曲线图 4 排气侧 1 m 声压级曲线图 6 隔热罩的有限元模型2.2 有限元模态计算及结果分析将所建立的隔热罩有限元网格模型导入 ANSYS 软件中，进行约束模态计算，从而获得隔热罩各阶固有频率与相应的模态振型。由于所关心的是低阶模态，所以提取隔热罩的前六阶振动模态。图 7 为隔热罩的前六阶模态振型，图中颜色越深，表示变形越大。由以上计算结果可知，隔热罩在约束状态下的模态特征主要表现为局部的振动，并且不同部位振
9、动幅值相差很大。隔热罩中上部位置由于没有螺栓固定，造成一阶约束模态偏低。当激励频率为 534 Hz 左右时，中间位置发生共振，振动量较大时，会产生明显的辐射噪声峰值。同样，隔热罩右下侧位置也缺乏约束点，振动量较大。学术|制造研究ACADEMIC023AUTO DRIVING&SERVICE2022.12因此可以知道，该隔热罩振动幅度比较大的部位是中上部位置和右下侧位置。这 2 处结构振动幅度较大，应变能密度较集中，相对于整体而言是刚度最为薄弱得部位，引起中低频共振的可能性最大。因此，主要对隔热罩中上部、右下侧这两个部位进行拓扑优化。3 排气歧管隔热罩的优化噪声和振动相关，要想降低噪声就要减少振
10、动的频率。根据结构的自由振动公式可知，振动频率与结构的刚度及其固有频率相关。要想降低隔热罩的噪声，就要增加结构的刚度，提高隔热罩的固有频率。刚度越大，在激励力不变的情况下，结构产生的振幅就越小；频率越高，就会避开越多的低频段，噪声也会减少4。隔热罩一阶约束模态频率与隔热罩的材料、结构以及固定方式有关，可以通过 CAE 分析优化隔热罩的结构及固定方式，提高其一阶约束模态5。针对本隔热罩的特点，结合 CAE 模态计算分析，为了有效提高隔热罩薄弱区域的一阶模态，对其辐射噪声进行优化6，对该隔热罩提出了增加约束点和双层结构 2 种改进方案。3.1 增加约束点优化3.1.1 优化方案描述通过 CAE 分
11、析可知，排气歧管隔热罩中上部位置、右下部位置是振动比较大的位置。仔细观察发现，中上部位置及右下部位置区域类似平板结构，缺乏约束点。当发动机在运行时，隔热罩在排气歧管的振动激励下会发生共振导致辐射噪声变大。因此，为了减少隔热罩薄弱结构的共振，可以在中上部位置、右下部位置各增加一个固定约束点（图 8）。3.1.2 模态对比分析对增加约束点后的隔热罩进行模态分析，求解得隔热罩前六阶的固有频率和模态振型。固有频率如表 1 所示。可以看出，通过增加隔热罩约束点，原隔热罩的各阶固有频率都得到了很大幅度的提高。其一阶固有频率提高了 57.3%，可以避开部分低频范围内的共振，降低隔热罩的振动辐射噪声。模态振型
12、如图 9 所示（颜色越深，变形越大）。从图中可以看出，前四阶局部振动特性和振动强度都有所降低，第五和第六阶振动部位相对较多，能量作用离散程度越高，辐射噪声越低。阶数频率/Hz（原隔热罩）频率/Hz（增加约束点）频率升高率153484057.3%28351 10031.7%39371 15623.4%49561 27833.7%51 1001 46633.3%61 2001 56730.6%表 1 隔热罩优化前后固有频率对比图 7 原隔热罩前六阶模态振型图 9 增加约束点隔热罩模态振型图 8 隔热罩增加固定点示意图3.2 双层结构优化3.2.1 优化方案描述原隔热罩为单层 1 mm 厚的镀铝钢板
13、结构，此类质量及刚度均较小的薄壁零件容易受发动机机体的激励从而产生共振，导致学术|制造研究ACADEMIC024AUTO DRIVING&SERVICE2022.12辐射噪声较大。为了提高隔热罩的整体强度，项目团队决定将原来的单层镀铝钢板结构改为双层镀铝钢板中空结构，内层板和外层板厚度均为 1 mm（图 10）。双层镀铝钢板中间有一定的真空，其隔热效果更佳。表 2 隔热罩优化前后固有频率对比4 试验验证4.1 台架试验验证分别将这 2 种优化方案的排气歧管隔热罩样件装到发动机上，进行整机 1 m 声压级噪声测试。试验在半消声室内进行，测试结果如图 12 和图 13 所示。可以看出，与原隔热罩相
14、比，这 2 种优化方案对隔热罩及发动机整机的辐射噪声都有很好的抑制作用，尤其在对峰值的抑制上，整个加速过程中，发动机排气侧 1 m 声压级得到了明显的降低。试验结果表明，2 种优化方案的隔热罩对降低排气侧近场噪声最多达 8 dB（A），整机噪声也降低了 2 dB（A）左右。图 10 双层结构隔热罩示意图图 11 双层隔热罩模态振型阶数频率/Hz（原隔热罩）频率/Hz（双层结构）频率升高率153488465.5%28351 06827.9%39371 45154.9%49561 63671.1%51 1001 83266.5%61 2001 93661.3%3.2.2 模态对比分析对双层结构的隔
15、热罩进行模态分析，求解得隔热罩前六阶的固有频率和模态振型。固有频率如表 2 所示，可以看出，双层结构隔热罩各阶固有频率与原隔热罩相比均有显著提高。其一阶固有频率提高了 65.5%，比增加约束点还高出 8.3%。由模态振型可以看出（图 11），与原来单层隔热罩对比，双层隔热罩整体强度有很大提升。在 1 200 Hz 以内模态阶数由原来的 6 阶模态减少为 2 阶，很好地抑制了隔热罩的辐射噪声。图 12 发动机排气侧 1 m 声压级曲线图 13 发动机整机声功率曲线4.2 整车试验验证分别将这 2 种优化方案的隔热罩装到整车进行通过噪声测试，测试在海南汽车试验研究所进行。测试过程方法和数据处理均完
16、全按照国标规定执行，最终结果如表 3 所示。可以看出，学术|制造研究ACADEMIC025AUTO DRIVING&SERVICE2022.12表 3 整车通过噪声测试结果方案实测值/dB（A）降噪量/dB（A）评估74 dB（A）原状态74.5NOK增加约束点74.20.3NOK双层结构73.80.7OK2 种方案均能降低整车外加速噪声，但双层结构的隔热罩效果比增加约束点的隔热罩好，能使整车通过噪声满足法规要求。这是因为增加约束点只是提高了局部强度，而双层结构则从整体上提升隔热罩的强度，效果更好。结合台架和整车试验结果，最终选择双层结构的隔热罩作为优化方案。5 结束语本文通过对某汽油机进行噪声测试，发现排气歧管隔热罩是主要的噪声源之一。通过对排气歧管隔热罩进行模态分析并提出改进方案，最后通过试验验证确定了最终的优化方案。本次对某汽油机排气歧管隔热罩的优化改进取得了良好的效果，使搭载该发动机的整车通过噪声达到了法规要求。通过本研究可以得到如下结论，对于发动机设计中如何提升NVH 水平具有一定的推广价值。（1）排气歧管隔热罩属薄壁类零件，在进行设计时需重点关注其 NVH 性能。（2）隔热