第三节 低噪声设计案例

一、汽油发动机

1.大、中型汽油发动机

（1）发动机本体噪声

1）激励源

气缸内的燃烧压力是汽车加速时的振动噪声等问题最大的激励源。因此，如果能够将燃烧压力中最容易引起振动噪声的成分加以控制的话，即使是增加了重量，也是从结构上采取优化措施来改善振动噪声性能的有效方法。本来发动机最主要的功能是输出功率，从汽车发动机热力学基本原理上来讲属于奥托循环，在短时间内使压力上升是发动机设计的出发点。另外从燃油消耗率的角度来讲，提高燃烧速度有利于改善燃油消耗率。汽车用发动机排放气体需要进行净化处理，这一点对燃料的燃烧和噪声性能的改善都有负面作用。

上述控制方法中，对发动机点火时刻和问题噪声的频率特性之间的关系进行了详细调查，结果如图1-3-1所示。利用该基本特性结果，在产生最大转矩附近对点火提前角加以调整，可以最大限度地降低因曲轴扭转振动而引起的振动及噪声幅值，如图1-3-2所示。此处所显示的案例，特别是发动机上所发生的噪声问题，对于车内乘员来说，重点是如何改善最为关注的噪声成分。对于多数发动机，在开发过程中都进行过相关的研究，期望通过点火提前角的细微调整来大幅改善噪声。

除了气体爆发压力以外的激励源，还包括如活塞、连杆等往复运动部分产生的惯性力。特别是4缸发动机的曲轴旋转2次成分不平衡力矩，会使发动机产生刚体运动，高速时则会引起发动机和变速器本体产生结构弹性振动，成为比较重要的激励源。为有效解决此类问题，主动抵消惯性力和力矩的平衡轴设计方案，从很早以前就已经在量产车型上开始应用。

作为一种更加简洁、有效的低噪声设计方案，图1-3-3所示为一款活塞的轻量化设计案例。在这个案例中，在活塞环的形状上下了很大的功夫，将活塞环的数量由3个减少到2个，除了减小了压缩行程的距离，还通过侧壁型面优化，在不增加窜缸混合气体总量的前提下缩短了活塞裙部的长度，从整体上实现了减重30%的目的。另外，在该案例中，还对连杆形状进行了结构优化，在保证刚度的同时，采用了高耐热强度铝合金材料，重量减轻了40%。活塞和连杆轻量化后，发动机激励减少了约3dB。上述的轻量化方案，在设计时必须注意多气缸发动机各缸的往复惯性质量的平衡。根据组装、平衡质量管理流程优化，从理论上讲可以将直列6缸发动机的质量平衡控制在理想范围内。

活塞产生的激励并不仅仅是低频惯性力，在活塞和气缸套之间的间隙范围内，活塞处于摇摆状态，与气缸套会产生撞击力。给定活塞的设计参数以后，活塞的旋转运动、平行运动可以利用软件加以模拟计算，图1-3-4和图1-3-5所示为两个具体的仿真案例。利用较为简单的数学模型，可以在预测活塞动作的同时，得到与气缸套的撞击力。类似于这种仿真模拟计算，今后在燃油消耗、活塞敲缸噪声、强度等高级别参数设计时将成为最基础的技术。除此之外，可以在量产车上采用降低活塞撞击力的方法，如根据活塞销中心偏置以缩小间隙、利用热流活塞（利用活塞的壁厚、滑动等对燃烧室过来的热流加以控制，控制工作时活塞的变形）等方法来缩小活塞间隙，如图1-3-6所示。

对于大中型汽油发动机来讲，为了提高输出功率而不断倾向于增加气门数量，因此降低气门驱动系统的激励是非常重要的。从这个观点出发，气门的驱动力将由单静音链条提供，它代替了原来的齿型传动带、双传动带，研究报告表明它能够在实用范围内使噪声降低7dB左右（图1-3-7）。另外，齿型传动带驱动方式还会因传动带的弦振动而产生放射噪声，或者与皮带轮相互撞击而产生噪声。对于这种现象，缓和传动带过大的张力，保证传动带张力处于合理的范围内是控制激励源的有效方法。图1-3-8所示为一个具体的案例，特别是对于难以控制的V型DOHC发动机而言^[2]，利用张紧轮来维持传动带合适的张力，可以将噪声降低约5dB。

作为气门系统本身的减振降噪设计方案，针对气门开启期间的高频振动，设计了防止支撑凸轮轴的轴承发生侧弯的梁式结构，如图1-3-9所示。在该设计案例中，气门开启期间的噪声源是从凸轮轴型线传递来的位移激励，气门作为运动质量，凸轮轴等支撑部位作为弹性单元而构成的振动系统出现共振，基于这个结论而进行的分析为降低振动噪声提供了有力的帮助。

2）传递系统

燃烧压力引起的振动是发动机最大的激励源，而曲轴则在传递路径中扮演了重要的角色。在支撑燃烧压力引起的负荷结构中，气缸盖和气缸套与曲轴、主轴承相比，前者刚度更高，因此对于振动能量的传递是不利的。曲轴的振动中，奇数次振动及（n+1/2）次振动更容易向气缸体传递，它们是使音质恶化的主要原因。特别是200～500Hz范围内的曲轴弯曲模态是曲轴发出隆隆声的主要原因。该模态多数表现为飞轮盘或者皮带轮等端部的大振幅。基于这一点，可以参考以下几种方法来实现低噪声设计：①通过飞轮盘与曲轴弹性连接，改变系统的振动频率，在上述问题的频率范围内确保不存在曲轴的弯曲模态，这种设计方案称为弹性飞轮盘。其结构、降噪效果如图1-3-10和图1-3-11所示。它能够有效抑制第4缸燃烧后的大振幅振动，使得声音听起来更加顺滑。②以曲轴皮带轮的弯曲振动为目标，粘贴动态减振动器，如图1-3-12和图1-3-13所示。在该案例中，第1缸爆发后的振幅得到了大幅削减，振幅变动也得到了有效控制。

发动机气缸体结构的低噪声设计方法，通常采用梁式主轴承座构造，不仅能够提高包括轴承在内的隔板侧倾刚度，同时还可以抑制曲轴振动和保证曲轴箱刚度不会降低，如图1-3-14所示。组合应用该梁式主轴承座构造，将气缸体横截面设计成梯形结构，使其侧壁面与曲轴箱圆滑连接，这样可以大幅提高气缸体刚度。此时的振动如图1-3-15所示。另外，气缸体和油底壳之间安装带隔板的平板，能够提高气缸体刚度、降低噪声，如图1-3-16所示。由于乘用车的发动机与变速器是一体式构造，振动也是息息相关的，作为有效减小噪声的方法，通常需要增加二者之间连接用的螺栓数量，如图1-3-17和图1-3-18所示。

3）放射系统

各种发动机罩壳类零件都属于薄壁壳类结构，通常刚度较低。因此，如果受发动机本体振动的激励，这些薄壳类零件，特别是曲率较低的部位很容易被激发起膜振动，类似于扬声器的膜成为放射噪声的源。为了降低这种放射噪声，可以参考以下三种常用的方法：①尽可能提高罩壳类零件的刚度，如增加加强筋能够提高固有模态，防止与发动机本体模态耦合，同时还可以控制振幅。②在发动机本体与罩壳零件之间设置弹性减振动材料。③通过改变罩壳零件的材料、刚度，降低罩壳零件发出放射噪声的弯曲振动传播速度，使之与空气中传播的声波产生传播速度差，由此来降低罩壳零件的声学放射效率。同时可以降低影响听感的1kHz附近的共振振幅。

在上述各项中，工程塑料能够满足第③项的条件，图1-3-19所示为使用工程塑料制造摇臂室盖降低噪声的设计方案。

对于发动机本体、罩壳零件等放射系统的低噪声设计，在降低噪声的量上是有限度的，还需要从搭载该发动机的车身侧采取相应的措施。图1-3-20所示为一个详细的案例。常用的方法有在发动机舱罩的内侧粘贴吸声材料、安装下护板来遮声等。但是，上述方案可能会带来发动机冷却性能下降的问题，以及下护板上粘附泥水等杂物使得遮声性能下降等问题，在实际使用过程中要加以注意。

（2）进、排气系统噪声对策

1）进、排气系统放射噪声对策

发动机的振动会向进气歧管、空气滤清器、排气歧管等部件传递而产生噪声问题，针对这种现象，一般采取和发动机盖零件相同的降噪方法。对于进气歧管，将进歧管垫替换为隔振类型，在空气滤清器上则添加树脂材料以降低噪声放射率等方法。排气系统上，多采用多层板或者在歧管后面直接连接波纹管来隔绝振动，但是要解决材料的耐热性问题。特别是对于1～2kHz的高频成分，必须从排气管的纵向振动控制方面着手。

2）尾管噪声对策

乘用车用汽油发动机的排气管尾管噪声对策的特征之一是需要考虑排气净化系统造成的排气管高温。因此，一部分发动机在排气尾管出口附近使排气与外界空气尽早接触，使排报温度在短时间内下降。而这种方式必然带来空气涡流的产生，从降噪的角度来看是不利的。另外，乘用车从怠速到高速的加速过程中，排气流量、激励频率都会产生大幅变化，需要考虑排气压力、管口低频反射等因素之间的平衡来决定排气尾口的面积，特别是高速时高速气流带来的空气动力噪声。常用的有效方案如使用发泡金属的卡尔扩音器。图1-3-21和图1-3-22所示为减小气流和大气的速度差时，空气动力学噪声能量减小的原理基础说明。

在排气尾管噪声的分析技术方面发表了大量与排气管中产生的冲击波相关的研究成果。图1-3-23和图1-3-24所示的案例中，计算了消声器中冲击波的成长过程，并在试验中以视觉形式加以再现。

（3）各种辅助机构噪声对策

汽油发动机辅助机构中以散热器冷却风扇为最大的噪声源。汽车用冷却风扇与其他类型的冷却风扇相比，其特点是负荷随着汽车行驶工况的不同而有着很大的差异。风扇本身的形状优化对降噪已经达到了最大的极限，结合汽车行驶工况对风扇驱动形式加以改善也是优化噪声的一个途径。图1-3-25和图1-3-26所示是采用风扇转速无级控制装置，实现风扇高转速时驱动频次下降的设计方案。

（4）噪声的评价方法

当考察发动机噪声对周围环境造成影响程度时，会受到车外通过噪声法规的限制。多数情况下，最大的问题是加速噪声，一般以A计权特性来表示。发动机噪声因汽车上的隔音、遮声等声学包装措施高频成分已经得到了很好的控制，需要特别注意的是发动机单体状态噪声评价。发动机放射噪声一般通过声功率的值来进行测试和评价。

汽车发动机噪声中另一个重点是加速时的车内噪声。此时，噪声级别的大小当然是重点考察对象，最近声品质也成为评价汽车商品性的一个重要指标。因此，以人的主观评价为主的声品质，应该与某些物理量结合，归结于发动机振动噪声性能设计方法范畴。图1-3-27所示为以加速时车内噪声的三维频谱来表示声品质评价结果。图1-3-28所示为利用以数字过滤器为中心的电脑控制模拟声音发生装置，开展声学心理试验，用嘈杂感、混浊感、线性度等形容词进行声品质分析。发动机旋转谐次声压级和相位的构成可以在某种程度上通过主观评价来表示，如图1-3-29所示。为了提高声品质，通过上述研究来确定发动机振动应该具有的特性。图1-3-30和图1-3-31所示的案例中，针对“咔咔…”这种令人不快的声音与其声压波形的关系，通过某个频段声压信号的封包处理，与实车评价呈现出较高的一致性。

2.小型汽油发动机（两轮车用）

（1）发动机本体音源对策

1）激励源

发动机噪声的激励源包括燃烧冲击和机械运动两种，燃烧引起的机械冲击也是其中之一，因此，减缓燃烧冲击是降低发动机噪声的根本方法。

对于两循环发动机来讲，气缸内压力和噪声之间的相关性非常高，通过减小燃烧最大压力上升率是降低噪声最为有效的手段，如调整点火提前角、燃烧室形状的优化等。图1-3-32所示为燃烧室形状优化的一个具体案例。结果显示，50mm噪声大约有3dB的改善。

另外，活塞往复运动惯性力及燃烧压力引起活塞与气缸壁产生撞击，发生敲缸噪声。该噪声幅值的大小与活塞和气缸壁之间的间隙相关，削除间隙或者保持合理的间隙是降低活塞敲缸噪声的有效方法。在某些具体的应用案例中，如在气缸内壁表面上镀上一层特殊合金来代替铝合金缸体的铸铁制气缸套（两轮车对发动机重量的控制很严格），使活塞和气缸的热膨胀系数相匹配，以保证二者之间的间隙处于最佳值。

除此之外，还有在活塞环与活塞之间插入腹胀环的方法，特别是两循环发动机的第二环上使用较多。另外，将活塞的侧面形状设计成椭圆形，使活塞与气缸壁能够平顺接触（图1-3-33）。

两轮汽车用发动机最大的特征是安装在气缸体上的曲轴箱中，组合了一次减速齿轮、变速齿轮。另外，气门系统机构多由齿轮驱动，当齿轮相互啮合时将会成为噪声源，这一点需要加以注意。

为了保证齿轮啮合时能够平稳圆顺，有多种措施方法得到了应用，如以提高齿轮形状精度的喷丸加工、齿面研磨，在负载状态下对齿形进行修正、彭形修整，以及为了提高啮合效率以伞形齿代替直齿、小模块化设计等。

对于曲轴输出转矩有较大的变动时，齿轮侧向间隙的存在将导致很严重的冲击问题。因此，为了减小齿轮侧向间隙，多数情况下是选择一对啮合齿轮。但是，由于曲轴箱的材质为铝合金，而齿轮的材质多数为钢，二者的热膨胀系数不同，当温度上升时，轴间距离变大，使齿轮侧向间隙变大。为了解决此类问题，有人在齿轮之间采用了削除间隙用的机构。例如，将二枚齿轮合成一枚（辅助齿轮），使其在旋转方向偏移，在齿轮圆周方向插入弹簧，就能够保持多种状态下的零间隙，当齿与齿相互啮合时，就能够减缓冲击。具体的案例如图1-3-34所示。

四冲程发动机气门系统噪声源之一是凸轮轴驱动链条，一般都有张紧轮机构。如果将它换为静音链条，当链条与齿盘啮合时，噪声会显著降低。另外，如果仍采用张紧轮机构，在凸轮轴一侧齿盘侧面上装入橡胶，当链条与齿盘啮合时，也可以起到缓和冲击的作用，如图1-3-35所示。

对于气门系统噪声，挺柱间隙也有较大的贡献。通常是利用液压调整机构保持间隙为零作为有效的解决措施，这种结构在两轮车用发动机上也有很多应用。图1-3-36所示为一个实际案例。另外，为了降低气门落座时的冲击噪声，通过DOHC多气门化设计，就可以降低气门系统的等价惯性力，噪声也随之减小。

有的四气门发动机，在低、中速工作范围内，使其中的两个气门停止工作，这样可以减少进、排噪声，气门系统噪声也得到了有效的控制。通过采用这种气门休止系统来降低行驶噪声的案例如图1-3-37和图1-3-38所示。

2）放射表面

对于空气冷却发动机，气缸体和气缸盖的冷却风扇是对发动机噪声贡献最大的部件。常用的解决措施如在风扇的扇叶之间压入防振橡胶垫、扇叶与扇叶之间用加强筋连接等方法。采用冷却风扇构造的气缸盖构造如图1-3-39所示。

为了使发动机噪声达到合理的目标，有必要极力缩短风扇扇叶的长度，同时要与发动机输出功率相匹配，保证冷却性能。为此，现在125mL排量以上的两循环发动机基本上都是水冷的。即使是四冲程发动机，以低噪声、高性能为目标，水冷结构也是今后发展的趋势。

另外一个放射音源是曲轴箱，对于两轮车用发动机，从曲轴箱表面放射出来的噪声贡献量较小，相对于放射表面，其他噪声传播路径的贡献更大。轻型摩托车用发动机的曲轴箱同时还是兼顾为减速机外罩、摆臂的功能，表面积大，因此是比较重要的放射音源。解决此类问题的方法，如增加加强筋，或者将表面设计为球形来提高刚度。加强筋的方案如图1-3-40所示。

对于两轮车用发动机，曲轴箱左右两端安装的曲轴箱外盖是较大的放射音源。为了降低放射噪声，将外盖设计为浮式橡胶结构，以隔断曲轴箱传递来的振动。当外盖内部存在滑润油时，这种结构由于安装强度低而无法采用。因此，实际中常采用图1-3-41所示的双层构造，仅在外盖的外侧采用浮式橡胶结构。

其他的方法如在外盖的内侧安装动态减振器，以控制特定频率段的振动，具体结构为在外盖内表面用金属板上粘贴橡胶内衬，如图1-3-42所示。另外还有在外盖内侧布置加强筋来提高刚度，将共振模态向更高频率段移动。因此，类似于二次减速链条齿盘机构的外盖，在上面开一个孔，减少声音放射表面积。另外，轻型摩托车用发动机则是在曲轴箱外盖上安装遮声罩，如图1-3-43所示。

四循环发动机主要的噪声放射表面是气缸体，对于这种情况，如果采用浮式橡胶结构，可以将气缸盖传递来的振动加以隔断，也可以有效控制噪声，如图1-3-44所示。

减少发动机放射噪声也可以尝试对发动机整体采取遮声的方法，对于两轮车用发动机，因为它没有四轮车用的发动机舱，因此，基于发动机外轮廓对造型及商品性的影响，无法采用理想的遮声对策。最近，越野赛车的外造型方法得到了飞速进步，将发动机包围起来的整流罩很好地解决了上述问题（图1-3-45）。

（2）进气音对策

1）吸气音

两轮车的空气滤清器本体一般位于座椅下方，同时兼顾进气消声器的功能，作为解决进气噪声的措施，空气滤清器的大容量化、进气管截面各及长度的优化、内部设计为膨胀型、共鸣型消声器构造等，以及这些措施的组合应用，都是解决噪声的有效手段。一般来说，减小空气滤清器截面积、加长进气管长度虽然对降低噪声有效，但同时还会影响动力性能，这一点要加以关注。

既要满足两轮车的动力性能需求，还要达到噪声标准，座椅下面有限的空间已经无法满足要求了。为了解决这个问题，可以将进气系统布置在发动机上方，这种方案特别适用于带燃料箱的发动机，图1-3-46所示为一个实际案例。此时，两循环125mL的单缸发动机可以实现3L容积的消声器容积要求。另外，如图1-3-47所示，将车身的一部分设计为膨胀型消声器，这种方法也可以保证消声器的容积。

2）空气滤清器壳体放射噪声

空气滤清器一般是装在空气滤清器外罩内的，呈箱式结构，有多个平面，因此很容易产生放射噪声。

设计空气滤清器时，要在有限的空间内保证最大的容积，因此，目前两轮车用空气滤清器的外表面多为非常复杂的结构，这样既能减小表面积，同时还能具有更大的容积。

另外，从材质的角度来讲，目前基本上都是采用树脂材料，有一小部分采用的是高刚度树脂材料。图1-3-48所示为通过材料变更（聚丙烯→带玻璃纤维的塑料）所达到的降噪效果。

（3）排气噪声对策

1）尾管噪声

两轮车的排气管暴露在车身侧面，车身造型设计时需要重点考虑，既要保证车身造型美观，又要保证排气消声器的容积。为了获得消声器最大的消声容积，图1-3-49所示为一个在排气管和消声器之间设计膨胀室的案例，图1-3-50所示的则是将左右两侧消声器连接成一体的设计方案。不管是将消声器布置在什么位置，都需要考虑车身造型，通常都是布置在车身下方。

消声器内部构造并不仅仅是单纯的一段式膨胀室，通常都是两段、三段回路式结构，为了降低高频成分噪声而在消声器内壁粘贴吸声材料（主要是玻璃纤维），或者在内部设置回路式内管。另外，将内管的排气入口侧设计成喷嘴型，对降低气流噪声非常有效。

2）消声器壳体放射噪声

消声器壳体表面放射出来的噪声是从发动机传递来的振动，以及消声器内部的高温、高压气体波动的冲击使得消声器壳体外壁受到激励后而产生的。由于压力波对发动机的动力性能影响很大，因此从源头上降低激励是非常困难的。因此，为了降低放射噪声，一般是在消声器自身上想办法。

解决上述问题的关键是如何选择消声器外壁形状，以保证在排气压力波的作用下变形最小，相对于扁平形状，将消声器外壁设计成椭圆形能够得到更高的刚度。即使这样仍然达不到要求时，还可以将外壁设计成双层结构，以及在壳体内侧布置开孔板，以增加吸声能力。

有时，由于安装空间的关系而将消声器外壁设计成扁平状，为了提高其刚度，可以将外板设计成波浪形，相向的壁面之间布置补强棒，如图1-3-51所示。

二、柴油发动机

柴油发动机的放射噪声的大小及特性因发动机的种类、形状大小等因素有着很大的差异，在进行低噪声性能设计时需要对噪声放射特性进行详细的调查。而相关的分析方法大致可以分为三种，即音源探测分析、振动模态分析和激励响应分析。

音源探测分析是指利用铅覆盖法来探明发动机哪个部位最为嘈杂，发动机各构成部件或者部位的噪声贡献量。最近，随着计算机的普及和各种专业软件的推广，计算发动机表面声学灵敏度的声学全息法、麦克风阵列法等得到了广泛的应用。

振动模态分析法是在了解噪声较大部位振动模态的基础上，寻求最佳结构方案的重要方法。分析振动模态时，主要是求解结构体的固有模态，而实际上在采取解决措施时，更重要的是在发动机各运转工况下了解振动的具体形态，运转工况的振动模态分析多采用模态分析法，或者激光脉冲全息法等。

激励响应分析是调查气体燃烧压力或者以活塞往复惯性力为代表的机械力对噪声的影响。针对气体燃烧压力的激励响应分析通常包括悬吊法、锤击法、液压激励法、火药爆炸激励法等。

以上所介绍的都是试验分析方法。利用模拟计算的方法在设计阶段也可以对上述内容进行预测。特别是振动模态分析用的有限元法（FEM）应用最为广泛，对噪声的预测也是可行的。

从噪声的发生原理、传递路径上来制定柴油发动机的降噪措施则更为容易些。图1-3-52所示为柴油发动机噪声发生的主要路径和降低方案之间的关系汇总。对噪声发生路径展开说明的话，首先是发动机燃烧引起的激励以及以往复惯性质量引起的惯性力为代表的机械力引起的气缸体、气缸盖变形。该变形引发的气缸体、气缸盖的振动向油底壳、正时链外罩等部件传递，使发动机各部位的表面产生振动，附近的空气被激励而产生噪声，最终到达乘员耳部或者测试仪器。在声学转变之际，气缸体和外部安装的零部件之间的间隙容易引起驻波而使得声压进一步提高。

对于上述传递路径，柴油发动机降低噪声的方法可以分为以下几大类。

1.激励源对策

作用在柴油发动机上的激励包括燃烧引起的力和机械力两部分，各激励引起的噪声分别称为燃烧噪声和机械噪声，发动机噪声为二者的和。

两种噪声占发动机总体噪声的比例因运转条件而不同。每种激励的幅值较大，或者气缸体等发动机部件在激励作用下产生共振时，降低激励的幅值是最根本、最有效的方法。

（1）降低燃烧激励

由于柴油发动机的燃烧过程中压力上升率很高，对噪声的影响非常大。压力上升率和发动机噪声之间的关系如图1-3-53所示。随着压力上升率的下降，发动机噪声也是降低的。降低压力上升率的主要方法如调整点火正时、控制燃料喷射等，但同时会带来性能下降、排放废气恶化等问题，需要从整体上加以平衡。关于燃烧噪声的评价，最常用的方法如从气缸内压力级中去除柴油发动机平均结构衰减率来求解。

（2）降低机械力

影响柴油发动机噪声的典型机械力是曲轴扭转振动和活塞敲缸力。下面对这两种力加以叙述。

1）控制曲轴扭转振动（Ⅰ）

曲轴扭转振动增加时，发动机噪声也随之增加。图1-3-54所示为直列6缸自然吸气柴油发动机转速与曲轴扭转振幅和发动机噪声之间的关系。在2000r/min附近，随着扭转振动振幅的增大，发动机噪声级别也增大，由此可以了解到曲轴扭转振动对发动机噪声具有非常大的影响。

当发生曲轴旋转n次扭转振动时，通过主轴承部位向气缸体传递旋转（n ± 1）次的水平及垂直方向作用力。当该惯性力的频率和气缸体的弯曲固有模态一致时，气缸体产生共振，使得该频率附近的发动机噪声增大。另外，由于主轴承部位存在一定的间隙，冲击力主要由主轴承处承受。惯性力中不仅只有（n ± 1）次成分，其中的高频成分激励也是产生振动、噪声的原因。观察2000r/min附近的发动机噪声，1/3倍频程分析结果如图1-3-55所示。中心频率为250Hz的成分为最大值。同时，该频率附近的气缸体振动模态分析结果如图1-3-56所示，在233Hz附近存在明显的气缸体裙部弯曲模态。从之前的图1-3-54中还可以了解到2000r/min附近扭转振动受旋转6次成分支配，气缸体的弯曲振动模态233Hz与2000r/min的7次成分相当。从以上内容可以了解到，发动机2000r/min的旋转6次扭转振动引起的7次惯性力作用在气缸体上，使气缸体产生共振动，进而引起发动机噪声。

图1-3-57中显示的是通过调整扭转减振器参数来降低扭转振动的优化案例。另外，此时的发动机噪声如图1-3-58所示。通过参数优化，发动机2000r/min附近的噪声最多降低了2dB（A）。这是由于在2000r/min附近扭转振动振幅有所降低。另一方面，在其他转速范围虽然扭转振幅有所增加，但发动机噪声并没有随之增加。这是因为2000r/min附近出现了气缸体共振，而其他转速不存在共振。在这个案例中通过优化扭转减振器的参数，减小了扭转振动对发动机噪声的影响。

2）控制曲轴扭转振动（Ⅱ）

当发动机的常用转速范围很广时，可以并行布置两组质量、弹簧系统，即双质量减振器，这样可以将扭转振动控制在理想的范围内。此时，由于增加了两组振动自由度，因此会产生3个扭转共振的峰值，可以根据这些特性结果来选择必要的参数。减振器的惯性矩之和及减振器橡胶的衰减率一定时，双质量减振器与单质量减振器的减振效果如图1-3-59所示，可以将共振峰值最多降低50%。

介绍一个在直列6缸发动机上应用双质量减振器的案例。在该案例中，由于Ⅰ～Ⅲ节模态的主要旋转次数共振峰值位于常用转速范围内，按照前面介绍的方法，将共振点的响应幅值向一起聚拢，另外，使Ⅰ～Ⅲ节模态的主要旋转次数避开常用转速范围。

双质量减振器与单质量减振器的形状如图1-3-60所示。由于双质量减振器要在有限的空间内保证尽可能大的惯性矩，通常采用L型惯性体结构。图1-3-61中显示的是扭转振动的测试结果，双质量减振器与单质量减振器相比减振率大约要高10%～20%。图1-3-62和图1-3-63为噪声的改善效果，在发动机全转速范围内双质量减振器对噪声、共振均表现出更优秀的特性。另外在图1-3-63中，即使是1kHz以上的频率范围也具有明显的效果，在减小了扭转振动引起的激励的同时，还对高频噪声具有很好的控制效果。

3）降低活塞敲缸力

活塞敲缸作为激励源引起的噪声的传播路径主要包括通过连杆、主轴颈向曲轴箱传递，以及通过气缸套传递。

图1-3-64所示是作用在活塞上下端的撞击力（F_A、F_B）以及活塞侧向压力的频谱图。活塞上下端的撞击力主要是从连杆反力引起的活塞侧向压力成分，以及活塞与气缸套的撞击振动成分。500Hz以下的成分中活塞侧向压力成分占主导地位，但实际中发动机噪声的问题多出现在1～3kHz的频率范围，而此时占主导地位的则是活塞与气缸套的撞击振动成分。

最近，开发出了考虑气缸套振动特性的模拟分析方法，图1-3-65和图1-3-66所示的是计算和实测结果对比，从对比结果可知计算结果具有很高的精度。

如图1-3-65所示，曲轴转角300°附近的实测波形中显示了较小的活塞敲缸引起的冲击波形，这是由于在活塞上升过程中会形成充分的油膜，与下降过程中的0°、450°附近相比具有更好的衰减效果。另外在图1-3-66中，气缸套的加速度谱计算值要比实测值小，这是由于气缸套的振动特性只考虑到2.7kHz为止。另外，1.5kHz以下的频率范围内气缸套振动并不仅仅来自于活塞敲缸，轴承冲击力等其他激励源也在发挥作用。

图1-3-67所示是活塞运动对活塞敲缸影响的调查，当活塞的重心位置移动时噪声级别出现变化。另外，在图1-3-68中，当置信控制活塞热膨胀的钢制内置支撑板时发动机噪声频谱的变化。高频成分噪声减小，整体音质变得柔软平顺。

2.改善传递路径

气缸体、气缸盖受到燃烧激励和机械力的作用会产生变形。变形会引起气缸体、气缸盖的振动，从它们的表面产生放射噪声。除此之外，振动还会向连接在上面的油底壳、正时链外罩等部件传递，这些部件也会产生放射噪声。因此，为了达到低噪声发动机的目的，气缸体的设计是最为关键的。在气缸体的概念设计阶段，可以应用有限元法（FEM）、边界元法（BEM）和试验模态分析等方法。

（1）改善气缸体振动传递（Ⅰ）

使用曲轴箱原始数模搭建分析模型，以内部加强为主对构造进行优化（试制Ⅱ）、对曲轴箱进行加强（试制Ⅰ），并对这两个方案进行系统性的研究，图1-3-69为结构特性的分析和测试案例，图1-3-70为试制曲轴箱的结构变化情况。

接下来对试制Ⅰ进一步加以改进，相对于原始结构曲轴箱及缸体裙部下端油底壳梁的加强，将曲轴箱中央位置设计成曲面形状以提高刚度，同时，为了控制重量的增加在曲轴箱内部去除多余的结构。

图1-3-71所示为曲轴箱中央部位曲面化的效果分析案例，研究对象为气缸体后壁板2阶模态，结果显示约有30%的上升。

图1-3-72所示为试制曲轴箱对发动机噪声的改善效果。该图中试制Ⅱ，即内部结构加强方案所带来的改善效果非常小，试制Ⅰ改进方案在保证重量减轻的同时，相对于外部结构加强改善效果更加明显，由此可以了解到对从曲轴箱内部向外的传递路径加以改善能够得到更好的效果。

（2）改善气缸体振动传递（Ⅱ）

气缸体低噪声化设计时，研究固有振动模态，或者振动传递函数即振动特性的同时，还需要开展变形、应力等强度方面验证。最理想的是在同一种分析方法中完成上述两个任务。但是，由于还存在计算能力、计算成本等方面的困难，一般来讲需要将振动分析、静强度分析分开来进行。另外，还必须根据分析目的和方法对计算模型的范围、单元尺寸等加以调整。

下面，将介绍为了提高计算模型的生成效率，结合求解、后处理，使用最常用的振动、强度分析软件，在气缸体低噪声化设计、轻量化结构研究等方面的实际案例。

本案例中使用图1-3-73所示的计算模型，以振动控制和预防应力集中为目标。

降低振动幅值的方法如改变固有振动模态以避免产生共振、改变模态振型等。必须注意的是在处理一个共振问题时，不能使其他频率处的振动恶化，同样，在轻量化方案设计时也要避免造成振动恶化。在该案例当中，以1.9kHz的振动为研究目标，还要考虑其他振动的变形及动能分布，按照下面的思路来制定解决措施。

①能量分布较少的部位、应力较低的部位，可以减小壁厚，以达到轻量化目的。

②能量分布较高的部位、应力较高的部位，增加刚度。

图1-3-74中是气缸体的结构变更后与原始结构的效果对比。

改进方案包括在隔壁中央部位增加厚度以及加强筋，减少裙部的隔壁部分多余的材料，以达到轻量化目的。

改进方案的振动分析结果如图1-3-75所示。在1.9kHz附近有约65%的降低，其他频率范围除700Hz以外，都有改善效果。在700Hz附近振动级别虽然有轻微的增加，但是对放射噪声的贡献量较小，并未造成恶化问题。

静强度分析结果如图1-3-76所示。改进方案的隔壁处应力虽然有增加，但是仍然处于疲劳极限以下，裙部的应力也减小了。

为了验证分析结果，试制了气缸体，并进行了实机噪声试验。如同图1-3-77所示，1.9kHz处的噪声级有3.5dB（A）的降低，整体上有0.4dB（A）的降低。在重量方面，相对于原始结构大约减重6.5kg，实现了轻量化目的。

（3）改善气缸体振动传递（Ⅲ）

为了在图纸设计阶段提高气缸体的刚度，应用最多的是FEM结构分析方法。FEM法的静态分析可以用有限单元来模拟任意形状，在给定的载荷下求解结构应力，即使是对于气缸体这样复杂的结构，最近计算机能力的飞速进步，已经能够完全满足使用要求。本案例中，利用FEM结构分析对气缸体的结构进行变更、优化。

从分析结果来看，气缸体受到激励时的响应与静态计算结果是相对应的，在该静态载荷的作用下气缸体的变形的判断具有较高的精度。在静态载荷作用下，在燃烧冲程中受激励缸的变形最大，而其他缸几乎不受影响。因此，以提高刚度为目标进行形状设计时，可以使用一个气缸进行分析。

基于以上分析，使用一个气缸开展相关分析。该单缸模型是以主轴承部为中心，将气缸前后分成两部分，主轴承上承受的载荷对缸壁的影响可以得到明确的判断。

使用一个气缸进行分析有如下几方面的优点。

①为了结构优化而进行的灵敏度分析，数据处理容易，模型变更简单。

②通过灵敏度分析、料厚变更循环计算，可以大大缩短计算时间，减轻工程师的工作量。

接下来对优化分析的主要方法加以介绍。通过气缸体FEM模型的静态应力计算，不改变载荷及约束条件，相对于各构成零部件料厚的细微调整，计算外壁面节点处在载荷变化和料厚细微调整时的位移变化，求解每个单元、各外壁面节点随着料厚变化而产生的位移灵敏度。此处将求得的外壁表面节点的位移灵敏度集中到各个单元上，调查各单元厚度对外壁面位移的影响程度。当这个影响程度较大时需要增加料厚，反之要减小料厚。重复同样的计算过程，以给定的重量目标为基础来获得各单元的最佳厚度。利用上述计算方法，以重量为约束条件，可以求得静态载荷作用下，取得刚度分布最平均的气缸体FEM模型。图1-3-78为计算流程。该方法是是以低噪声设计为目标，根据料厚来降低影响程度，以达到外壁变形最小的目的。

如上所述，外壁面的静态变形与振动级别相关，振动级别与噪声级别也相关，因此，利用上述方法可以获得低噪声性能的气缸体最佳构造。另外，利用该方法还可以对气缸体左右刚度加以平衡，以控制左右方向的结构偏差。凸轮轴的有无、左右形状的差异等因素使得气缸体具有多样性，左右刚度的调整非常重要。图1-3-79所示为根据上面介绍的方法进行的实际设计案例。斜线范围是料厚变更位置。在该案例中，由于上缸体两侧和水套支柱具有负的灵敏度，将它们的厚度减小可以提高主轴承盖处和曲轴箱上方壁体的刚度。

以低振动、低噪声为目的的优化分析完成以后，还要对强度指标加以校核。之前仅关注了位移灵敏度，而没有考察应力。因此，对于得到的刚度平衡的优化方案，还要利用NAS-TRAN软件对应力分布加以检查，以使应力分布也能够平均。

到此，利用一个气缸模型进行的FEM分析就全部结束了，接下来还要对多气缸模型进行模态分析。

可以在单气缸FEM模型的基础上，利用复制、移动等方法来搭建多气缸模型，并利用该多气缸模型进行分析。之前利用单气缸模型所做的优化分析，只是为了取得刚度及应力分析的平衡，当利用多气缸模型进行分析时需要检查静态、动态计算是否存在异常。当振动模态不正常时，需要对多气缸模型进行修正。由于在单气缸阶段已经取得了充分的刚度平衡，因此模型上需要修改的地方其实很少。由此也可以证明利用单气缸模型进行优化分析具有时间短、效率高的优点。

将实机模态测试结果和FEM计算结果进行对比，以验证FEM计算结果的可靠性。决定刚度基本特性的低阶（1阶～4阶）模态以及对应的固有频率见表1-3-1。对于最具代表性的1阶、2阶弯曲模态，其详细模态如图1-3-80所示。固有频率的实测值和计算值的差在10%以内。

最后，利用最终得到的优化后的气缸体模型进行频率响应分析，以分析结果为基础对噪声级别进行预测。由此可以得到气缸体优化前后的噪声结果。首先，在主轴承盖部位施加激励进行频率响应分析，求解气缸体外壁相对于激励的振动响应，求出响应结果的平方平均值，换算成1/3倍频程，并根据听觉特性进行A计权修正，最终得到噪声结果。该噪声结果虽然不是发动机实际噪声的绝对值，但是对于同一台发动机，是可以判断气缸体形状变更前后的改善效果的。由此，噪声预测结果和实机测试结果之间良好的相关性得到了确定。

利用单缸进行结构优化的气缸体和优化前气缸体的噪声预测结果如图1-3-81所示。250～2000Hz范围内的响应曲线的趋势未出现变化，虽然模态没有变化，但是优化后的气缸体成功减重5%，整体噪声也有2dB的降低。

3.发音部位对策

柴油发动机发音部位解决方案可以分为三个类别，即控制发音部位振动、防止驻波的发生以及遮声。

（1）控制发音部位振动的案例

控制柴油发动机气缸盖等发音部位的振动，可以细分为以下三种方法。

①追加加强筋、改善连接方式等形状变更的方法，以改变振动特性。

②替换为防振材料，或者粘贴防振材料，利用防振材料的高阻尼特性来改变振动特性。

③使用隔振橡胶垫，隔绝振动的传递。

现阶段在柴油发动机罩壳类零部件上使用的振动控制技术见表1-3-2，具体方案如图1-3-82～图1-3-89所示。

例如，将摇壁室盖替换为塑料材料，不仅是改善噪声特性的对策，在轻量化方面也具有显著的效果。

（2）防止驻波发生的案例

如前所述，气缸体与外部安装部件之间存在的间隙容易引发驻波，使声压增加。图1-3-90所示的驻波是气缸体侧面与喷油泵侧面放射出来的声音在其他方向产生反射、汇合，由入射波和反射波的相互干涉而形成的。

关于驻波产生的原理还没有完全得到确认，但是实际中已经有很多方法对抑制驻波的形成具有明显的效果，如在两个部件之间的间隙处填充吸声材料。填充吸声材料时需要注意材料的可靠性，否则会影响发动机的使用寿命。

另一方面，改变部件的形状，以使部件之间的间隙尽可能小，或者完全被包围起来，这种方式也可以得到很好的效果。图1-3-91所示是在正时链外罩上增加筋，使正时链外罩和曲轴皮带轮之间的空间被包围起来的案例。

（3）遮声案例

以发动机各部位或者各零部件为对象，安装遮声盖板的方法已经有大量的实际应用案例。各案例中都是使用橡胶悬挂、钢制外罩的方法来隔绝振动和遮声。针对外罩内侧的泄漏噪声，可以填充玻璃纤维等吸声材料，以及在外罩的周围利用橡胶进行密封，如图1-3-92所示。为了使外罩的遮声效果达到最大，下面两点需要特别注意。第一，遮声用的钢板外罩需要使用橡胶垫进行振动隔绝，如果振动不能充分隔绝，遮声外罩将会像琴弦一样，成为新的音源。第二，必须防止遮声外罩内侧的泄漏噪声。特别是填充玻璃纤维等吸声材料时，需要根据外罩的实际形状来设计填充材料的形状，以避免间隙出现。如果存在困难，还可以用橡胶垫来密封外罩的周边。

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[1] OHV指Over Head Valve，顶置气门侧置凸轮轴。OHC指Over Head Camshaft，顶置气门顶置凸轮轴。

[2] DOHC指Double Overhead Camshaft，双顶置式凸轮轴。