图1  发动机声辐射问题分析思路

某款发动机在试验及主观评价过程中，发现怠速附近缸盖罩辐射噪声较大。利用LMS-Virtual.lab声学仿真软件及其他有限元和动力学软件，计算发现缸盖罩为贡献量最大的面板，确认了阀系激励主要声源。最终通过优化凸轮型线，减小阀系主要激励的方法，降低缸盖罩表面振动速度，实现了减小缸盖罩辐射噪声、降低缸盖罩上方声压的目的。

发动机的NVH性能在一定程度上反应了发动机的品质、噪声和振动都源于内部激励，在非运动件相同的前提下，良好的NVH性能说明内部激励小，运动件设计、间隙配合合理可靠，发动机的性能和可靠性都会提高。相反，如果NVH性能很差，说明内部激励很大，会影响发动机的性能和可靠性。另外，发动机的噪声及声品质也容易使人在心理上形成对发动机品质的感性认识，所以发动机噪声控制也是适应激烈市场竞争的需要。

本文介绍的某款发动机在试验测试过程中发现，转速在怠速附近时缸盖罩辐射噪声较大。同时，借助听诊器等器材进行主观评价，发现缸盖罩上端附近存在十分明显的“嗒嗒嗒嗒……”的声音，随着转速的升高这种声音逐渐被淹没。在多位专家对该款发动机的噪声问题现场进行分析和评价后，结合试验数据最终一致认为该噪声为发动机阀系噪声。

图2  发动机声辐射仿真计算流程

分析思路

结合试验和主观评价分析结果，确定借助仿真手段解决该噪声问题的基本思路（见图1）：

1. 分析基础状态发动机1m声场，将几个主要声辐射部件划分不同面板，关注缸盖罩上方1m场点声压及面板贡献量；

2. 分析阀系激励对缸盖罩上方1m场点声压的影响；

3. 将仿真结果与试验、主观评价结果结合起来，分析声辐射问题的原因，确定优化方向；优化后重新计算场点声压，与基础状态比较确认优化效果；

图3  发动机声学分析模型

4. 发动机动力性校核；

5. 根据满足仿真要求的最终方案，制作样件，通过试验确认优化的最终效果。

仿真分析方法及流程

1. 发动机结构声辐射控制理论

根据结构辐射噪声理论，发动机结构噪声控制可以从以下几个方面考虑：

（1）激励  发动机内部存在各种复杂激励，这些激励的主要特点就是与发动机转速有密切的关系，是发动机辐射噪声的根源，尤其各种变化剧烈的激励，如燃气压力、部件之间的敲击力等。

（2）力的传递路径  激励的能量在发动机各部件间传递，通过一些手段增加能量在传递过程中的损失，可以达到减小表面振动，降低辐射噪声的作用。

（3）结构刚度  加大结构的刚度可以降低结构对激励的响应，减小表面振动速度，从而减低辐射噪声。

图4  Top场点声压面板贡献量1/3倍频程

（4）隔声或吸声  在发动机主要噪声辐射面或是在发动机覆盖件和装饰件上添加隔声或吸声材料，耗损声音在传播过程中的能量。

本文通过调整凸轮型线，实现对阀系激励的优化，降低对发动机上方的辐射噪声。

2. 仿真分析方法及流程

结合模态计算及动力学计算结果，利用Vitual.lab中声学MATV方法计算场点声压。在开始声学相关计算之前，需要准备好动力总成FE模型、模态结果和载荷数据（包括阀系、正时、燃气压力、活塞敲击力和主轴承力等），具体流程如图2所示。

分析对象及模型

1. 分析对象

分析用发动机为一款1.3L直列四缸四冲程纵置发动机，为现有产品的升级产品，要求具备更高的动力性，因此，发动机载荷更高。其部分参数配置见表1。

2. 分析模型

声学分析模型包括结构网格、BEM网格和场点网格。声音是通过表面振动向空气中辐射的，所以只需要动力总成外表面的振动数据。在动力总成FE模型的基础上提取表面单元作为声学分析的结构网格；在Virtual.lab中生成BEM网格，将3个罩壳以及进排气划分为5个面板；场点按照发动机1m噪声测试标准的9点声压测试法布置。分析模型如图3所示，具体参数见表2。

图5 Top场点声压贡献量

仿真计算及优化

1. 基础状态声辐射分析结果

转速工况1 000r/min，计算频率400～2 500Hz。

由于在试验过程中发现缸盖罩辐射噪声大，声学计算中重点关注发动机上方1m场点声压情况。发动机上方1m场点（Top）声压面板贡献量结果，如图4所示，图中红色线表示Top场点声压，其他颜色的线分别表示不同面板贡献量，可以获得以下信息：

（1） 在中心频率1 250Hz（1 122～1 413Hz）和1 600Hz（1 413～1 778Hz）二个频率段，Top点的声压值最大。

（2） Top场点声压最大的两个频段缸盖罩的贡献量最大，说明缸盖罩是这二个频率段的主要噪声源。

图6  有、无阀系载荷Top场点声压对比

（3） 该结果与试验测试和主观评价分析的结果一致。对于发动机上方，缸盖罩为主要噪声辐射源。

2. 原因分析

在基础状态声辐射仿真结果的基础上，分别从结构和激励两个方面，分析Top场点在中心频率1 250Hz和1 600Hz二个频段声压较大的原因。

（1）缸盖罩结构分析  Top场点声压贡献量如图4所示。在面板贡献量的窄带图a中，Top场点声压在1 334Hz和1 534Hz附近存在两个较大峰值，以缸盖罩的贡献为主。在模态贡献量图b中可以看到，对于Top场点在1 334Hz处峰值贡献较大的模态频率为1 333Hz；在1 534Hz处峰值贡献较大的模态频率为1524Hz和1 530Hz。

图7 场点声压1/3倍频程结果对比

（2）阀系激励分析  通过对比有阀系载荷和无阀系载荷Top场点声压，确认阀系激励对Top场点声压的影响。图6为有、无阀系载荷时Top场点声压对比的1/3倍频程图，其中红色线表示有阀系载荷时Top场点声压，绿色线表示无阀系载荷时Top场点声压。

对比两种状态的声压结果，在中心频率630Hz以上的频段，Top场点有无阀系载荷声压相差都在3dB（A）以上，说明阀系载荷是Top场点主要噪声源。

通过上面的分析，可以确认结构和激励是Top场点噪声问题的主要原因。但是在结构上，贡献量较大的模态频率1 333Hz、1 524Hz和1 530Hz，对于缸盖罩而言频率已经很高，在这样的条件下通过加大缸盖罩刚度提高模态频率来解决噪声问题难度较大。本文将选择通过优化阀系激励，解决缸盖罩辐射噪声问题。

图8  缸盖罩近场声压测试

3. 阀系载荷优化

利用相关多体动力学分析软件，计算、分析阀系运动学及动力学结果，确定凸轮型线的优化措施：

（1）优化进、排气凸轮型线缓冲段，特别是关闭段的缓冲段，降低气门关闭时落座速度；进、排气侧的气门落座速度分别由原来的0.73和0.86mm/rad下调至0.68和0.78mm/rad。由此改善怠速和低速时气门落座冲击对缸盖罩近声场的贡献。

（2）优化进、排气凸轮型线工作段，确保高速下不产生气门反跳和飞脱，改善高速下的配气机构NVH性能。

经过多轮调整确定最终设计参数。阀系的主要载荷为凸轮轴承力、气门弹簧力和气门落座力。凸轮型线优化后，阀系主要载荷幅值都有所下降，体现在共振带变窄、颜色变浅及气门落座敲击得到极大改善，说明优化达到了一定效果。

图9  满载加速工况近场声压测试结果

4. 发动机动力性校核

通过GT-Power对比计算凸轮型线优化对发动机性能的影响，凸轮型线优化后发动机的扭矩比基础机还有少量的增加，达到了优化的基本要求。

5. 优化后声辐射分析结果

凸轮型线优化后，Front、In、Ex和Top四个场点声压降低0.8～1.1dB（RMS）不等。优化前后1m场点500～2 500Hz声压结果对比见表3。  

图7为优化前后各场点声压结果对比的1/3倍频程图。红色线表示原状态，绿色线表示优化状态，优化后场点声压级除个别频段略有升高，其他频段均有不同程度降低，阀系载荷的优化对降低整机辐射噪声作用明显。

试验验证

制作凸轮轴样件，试验验证凸轮型线优化对降低发动机声辐射的效果。试验在发动机半消声室进行，由于当时试验条件限制，只做了缸盖罩近场噪声测试。在进气侧距离缸盖罩5cm的距离布置4个麦克风，如图8所示，分别做了怠速和二档满载加速工况缸盖罩近场噪声测试。从试验结果来看，凸轮型线优后，发动机缸盖罩近场噪声有很大改善。凸轮型线的优化对降低缸盖罩噪声起到了很好的作用。

表4为怠速工况下近场声压试验结果，2#、3#测点声压变化不明显，1#、4#场点分别有1.6dB（A）、2dB（A）的改善。近场满载加速工况（见图9），在1 000～6 000r/min优化样件状态场点声压降低0.1～2.2dB（A）不等。

结语

经过综合试验、仿真结果分析，我们确定阀系为缸盖罩辐射噪声的主要激励源。然后通过优化凸轮型线、减小阀系激励，缸盖罩辐射噪声问题得到解决。同时，发动机性能没有降低。

通过对缸盖罩辐射噪声的优化，可以得出以下结论：

1. 利用LMS virtual.lab声学仿真及其他有限元、多体动力学软件，可以有效的预测和优化发动机辐射噪声。

2. 仿真结果与试验结果相结合，可以更准确地找到声辐射问题的原因。

3. 面板贡献量和模态贡献量分析是查找声辐射问题原因的有效工具。

4. 优化载荷是一种具有重要意义的噪声控制技术，科学合理的设计发动机内部运动件、配合方式和间隙，能够优化配合零件间相互作用的载荷，从而降低发动机的声辐射。