发动机表面结构振动与辐射噪声的关系Word文件下载.docx
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0.12
图3-2机体表面各层法向平均振动速度均方根值
U1600rpm（m/s）
后端面气H室盖
发电机
高压油泵
0.008
—
口2600rpm（m⑸
if
.一
I-一
-一
I
0.007
0.006
0.005
0.004
0.003
0.002
0.001
飞轮壳上端面
气门室盖
后端面
0.09
0.08
0.07
0.06
0.05
0.04
0.03
0.02
图3-3其它附件表面平均法向振动速度均方根值
160026002800
发动机转速（rpm）
01OoooooO{值根方均度速动振均平向法的总
w05m0302
I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（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X
Y、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25.7mm/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
A120
80
70
-
发动
400
机噪声
0r/min
—■—
振动加
汨速度"
-振动速
度—
*■■VQa
j—
L■-—-
发动机
噪声
1000r
min
-振动
测量工况
，1000
「/min
50
60
75
25
90
负荷%
100
5
级110
度速
加100
动
振
均平
40
30
20
10
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Up.'
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rkzsin日
（3-2）
Upei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（W
c.2I222
oCkUrms二Z
e22
4r
[2Ji（kzsi"
）]2
kzsin
（3-3）
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>
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=Upeit，施加到活塞上的机械力为Fm，贝U
Fm
Zm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z^Rj&
kz）iX1（2kz）]
其中，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：
12〔2c2
W石UpRe（ZmZr）qUpSC二zRi（2kz）（3-4）
式（3-3）可以简写成下面的形式：
I（rc）=
2UpA2D2
2
2二rc
（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
1
2550H（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
Wrad
—aPrmsurms
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，p=U「oC，因此，
W=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＜U^f）之间的关系可用下式来表示：
（3-8）
Wrad（f）二「0CSrad6ad（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0—1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）
:
oC
S
trav
（3-9）
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
压级可表示成:
p2（f）=（P°
c2Frad
（f）<
Uo（f）.
（3-10）
SPL（f）丄（f）-lOllogg
lOlloggjad（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
Srad
3-11
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）-101log10
n[（
trav）■:
）
（3-12）
与发动机表面积相等的球面，面积=Srad
m
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（3-9）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=1nm/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）ref1nm/s=LV（f）ref0.39m/s172dB
1/3倍频带中心频率（Hz）
500
630
800
1000
1250
1600
2000
2500
315（
0500
0630
0800
01000
20log10（f/4）（dB）
42
44
46
48
52
54
56
58
62
64
66
68
对于1/3倍频带，20log10（f/4）的值见表3-1
表3-1
对于每一个1/3倍频带，声压级则变成:
SPL（f）=Lv（f）—1010910*（7^^2+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）~'
10log10
-33.7
LV（f）ref1nm/S（3-15）
•（f）re0.39m/s1（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」、
-I1CC0L&
二f7.11频率，Hz
_23Ji
g，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Srad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
-10log10
ref
+101log1°
6ad-33.7（dB）（3-16）
式中，Uar-按面积平均的振动速度的均方根值
Ure-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°
（3-17）
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:
142
B:
132
C:
152
D:
162
E:
F:
G:
H:
按面积平均的总振动速度级为
LV=10log10—E10，丿l=157.8（dB）
J1J
则测量半球面面积为Sav
I22
因此,
=10log10
10.33
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/\904
Strav10log1012.57dB
k/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20log10
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
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