柴油机齿轮室盖声振特性分析与改进

孟浩东，赵景波，张 忠，戴旭东，徐 毅，王金泉

(1.常州工学院 汽车工程学院，江苏 常州 213032；2.常柴股份有限公司，江苏 常州 213002)

0 引言

随着新一代农机朝着节能环保方向发展，作为农机用主要动力的柴油机的NVH特性、燃油经济性和排放性能日益受到市场与企业的重视。由于柴油机压缩比较大，工作粗暴导致燃烧做功过程中燃烧与机械激励通过不同振动传递路径至各类结构部件，激发结构产生较大振动与噪声。为了满足客户对农用机械车辆舒适性和NVH控制更高的要求[1-2]，迫切需要对柴油机结构进行振动与噪声性能优化。

柴油机薄壁件由于面积大、刚度低，极易受激励产生共振响应，是结构噪声辐射的主要部件。目前，在研究柴油机薄壁件的声振特性方面，广泛采用信号处理技术、试验测试技术结合仿真分析等方法[3-9]。文献[3]融合近场声压阵面法、同步压缩-交叉小波变换法和模态分析法的识别优势，找到导致单缸柴油机后盖板异响的薄弱环节，通过托架板与加强筋设计消除结构共振异响。文献[4]采用有限元仿真分析方法结合间接边界元的方法计算分析柴油机缸盖罩的结构辐射噪声，并通过增加旋盖和局部加厚的结构优化方法减小结构振动响应，达到了降噪目的。文献[5]利用试验测试与仿真分析相结合的强迫振动分析方法进行油底壳振动分析，通过增加边缘厚度和加强筋设计提高结构刚度，有效降低了油底壳振动。文献[6]采用仿真预测与试验测量相结合的方法分析四缸柴油机齿轮室盖板的结构响应及噪声辐射，提出了一种板面结构开孔与更换高阻尼材料相结合的低噪声优化方法。

以某型单缸柴油机为例，首先在标定工况下采用近场声压阵面法结合1/3倍频程谱法定位分析齿轮室盖侧结构部件的噪声辐射特性；再基于自适应白噪声的完备性集总平均经验模式分解法[10-11](complete ensemble empirical mode decomposition with adaptive noise，CEEMDAN)与同步压缩小波变换法(synchrosqueezed wavelet transform，SWT)[12-14]结合，分析主要辐射部件齿轮室盖振动响应特征；最后，采用模态分析方法研究齿轮室盖声振响应特性与其结构模态特性之间的相关性，指导优化结构声振特性。

1 柴油机齿轮室盖声振特性试验分析

1.1 CEEMDAN-SWT方法

齿轮室盖振动传递路径与响应过程复杂，其振动响应信号往往表现为非平稳、非线性和多重耦合系统特性。基于现代信号处理技术的CEEMDAN方法是EEMD方法的改进，适合对复杂振动响应信号进行自适应分解，提取振动响应的主要模态分量；SWT方法是CWT方法的改进，能有效提取非平稳振动响应信号的时频局部化特征。因此，采用CEEMDAN-SWT方法对齿轮室盖振动响应信号进行自适应分解与时频分析。算法主要实现过程如下：

首先，采用CEEMDAN方法对振动信号s(t)+ε0vi(t)进行I次实验，v表示加入的白噪声，ε0为分析信号与最终分解所得信号之间的相对误差，通过分解获取第1个模态分量，第1个余量信号表示为

(1)

(2)

在此基础上，计算第k+1个模态分量为

(3)

式中：Ek(·)为通过EMD方法所产生的第k个模态分量。根据式(2)和(3)进行计算分析，当获取的余量信号的极值点个数至多不超过2个时，判断其分解终止，获得所有K个模态分量。

最后，采用同步压缩小波技术SWT对主要模态分量时域信号进行时频分析，获得的同步压缩小波系数表示为

(4)

式中：a为尺度因子；b为平移因子；W(a，b)为模态分量信号的连续小波变换系数；ω1为中心频率；A(b)={a;W(a，b)≥γ}，通常阈值γ设定与信号采样点数和噪声方差有关。

综上所述，基于CEEMDAN-SWT方法能有效消除噪声和干扰成份，获取结构振动响应信号的主要模态分量，提取其时频特征信息，提高对结构振动特性的辨识能力。

本文中围绕柴油机齿轮室盖结构的声振特性，融合近场声压阵面法与1/3倍频程谱法CEEMDAN-SWT方法、模态分析法的优势开展研究。齿轮室盖声振特性分析流程如图1所示。

图1 齿轮室盖声振特性分析流程框图

1.2 齿轮室盖噪声辐射特性的试验分析

研究对象为某型单缸四冲程直喷柴油机，缸径为110 mm，在标定工况下转速为2 200 r/min，功率为15.5 kW。柴油机台架实验室墙面装有吸声微穿孔板，顶面装有吸声尖劈。同时将柴油机进排气噪声引出室外，静态背景噪声为56 dB(A)，齿轮室盖噪声测试声学环境满足工程测试要求。在柴油机标定工况下，采用型号为丹麦BK2250的手持式精密声级计，选用A计权网络“慢”挡对距齿轮室盖表面10 cm阵面上布置的6×8个测点(测点间距10 cm)，按照从上至下、从左至右逐点进行结构近场声压阵面扫描测量各测点声压级，获取A计权声压分布云图，如图2所示。

图2 齿轮室盖声压阵面测点及声压云图

从图2中可以看出，在标定工况下，柴油机齿轮室盖侧近场辐射噪声最大的部件为齿轮室盖，其中心部位声压级最大达到112 dB(A)。齿轮室盖作为典型的平板型薄壁件，辐射面积大，刚度薄弱结构易受机体振动激励而产生较大振动与噪声。

采用1/3倍频程谱法进一步分析齿轮室盖近场测点的噪声能量分布，获取其结构噪声的辐射特性，结果如图3所示。

图3 齿轮室盖近场声压1/3倍频程谱

分析图3可知，齿轮室盖结构噪声能量主要集中于中高频，在以1 600 Hz为1/3倍频程中心频率(带宽1 410～1 780 Hz)的频带范围出现声压级峰值104.5 dB(A)。因此，控制齿轮室盖表面辐射噪声的关键是控制其中的高频辐射噪声。

1.3 齿轮室盖振动响应特性的试验分析

标定工况下，根据齿轮室盖噪声辐射特性，在其中心部位布置振动加速度传感器。采用VTCL_DSP振动测试系统在柴油机试验台架上进行齿轮室盖的振动测试。国产VTCL_DSP振动测试系统主要由加速度传感器、力锤、电荷放大器、16位A/D同步采集器、计算机等硬件和动态信号采集与分析软件构成。待柴油机工况稳定，设置采样频率为12 800 Hz，采集标定工况下齿轮室盖表面垂直方向的加速度信号，如图4所示。

图4 结构振动测试系统及齿轮室盖振动测点场景图

采用传统频谱分析法对获取的齿轮室盖加速度振动信号x进行频谱分析，结果如图5(a)所示。分析最下方归一化幅值的频谱图可知，齿轮室盖振动响应信号的频谱频率成分复杂，且无法获知其时频特征信息。因此，分别基于CEEMDAN-SWT方法与EEMD-CWT方法对齿轮室盖振动信号进行振动主模态分量提取与时频特征分析比较，结果如图5所示。

图5 齿轮室盖振动信号处理结果图

结合齿轮室盖噪声辐射特性分析结果可知，齿轮室盖振动响应能量集中频带落入其噪声能量峰值频带区域内，振声能量集中且两者相关性强，说明控制齿轮室盖结构噪声的关键是控制其中高频辐射噪声，降低其结构主振动。

2 柴油机齿轮室盖的模态特性分析

根据齿轮室盖声振特性试验分析结果，采用有限元计算模态分析方法分析其结构模态特性，找到导致结构主振动的薄弱环节，指导结构改进设计优化其动态特性。首先，建立铸铁齿轮室盖的仿真计算模型；然后，选择单元大小为5 mm的四面体单元进行结构网格划分，其中在倒角区域细化网格尺寸为2.5 mm；最终获得有限元网格模型如图6所示。

图6 齿轮室盖有限元模型示意图

为模拟齿轮盖板与实际工作相符的约束状态，对齿轮盖板与机体不同部位相连接端面的螺栓孔内接触面施加固定约束，约束所有连接螺栓孔的自由度。采用分块兰索斯法[15]计算齿轮室盖结构的约束模态，前6阶约束模态计算结果如表1与图7所示。

表1 齿轮室盖改进前后的约束模态频率

图7 齿轮室盖第3阶约束模态频率与振型云图

从图7和表1中可以看出，齿轮室盖第3阶约束模态频率1 547.5 Hz与其结构主振动频率书馆1 560 Hz最相近，其主振型表现为以平板结构中心位置作鼓状垂向振动，变形相对较大。因此，平板型齿轮室盖结构中心部位是结构共振响应的薄弱环节。

为验证有限元仿真计算结果的准确性，采用脉冲激励方法获取实际安装条件下齿轮室盖的频率响应函数，齿轮室盖频响函数曲线如图8所示。

图8 齿轮室盖频响函数曲线

分析图8可知，齿轮室盖存在以1 560 Hz为主导的约束模态中心频率，接近利用仿真获取的第3阶约束模态频率，其频带区间为1 520～1 645 Hz，与齿轮室盖主振动频率区间基本相一致，也正好落入齿轮室盖结构噪声能量集中频带范围内。脉冲激励试验分析结果与CEEMDAN-SWT方法分析结果相吻合，进一步说明齿轮室盖主约束模态频率区间落入柴油机激励频率区间，受激励产生结构共振响应而辐射较大噪声。因此，控制齿轮室盖声振特性的关键是避开结构共振模态以降低中高频带的振声能量。

3 柴油机齿轮室盖声振特性改进分析

根据试验与仿真分析结果，要降低齿轮室盖在标定工况下产生的声振响应必须避开可能导致结构共振的频率区间，通过改进设计结构薄弱环节来优化其声振特性。针对齿轮室盖薄弱环节，分别采取齿轮室盖材料替代方法与齿轮室盖内测纵横加强筋高度与宽度以及位置改进设计方法来提高平板结构弯曲刚度的措施，发现将齿轮室盖材料由铸铝替代铸铁后结构模态特性并未发生实质性改变，因此通过研究将其内侧所有加强筋高度增加3 mm，同时把纵向加强筋加宽1 mm并右移4 mm来提高结构主约束模态频率。齿轮室盖结构改进后如图9所示，改进后其结构约束模态计算结果如图10和表1所示。

图9 改进后的齿轮室盖结构示意图

图10 改进后齿轮室盖第3阶约束模态振型云图

分析图10和表1可知，对齿轮室盖内侧进行加强筋改进设计后，齿轮室盖第3阶约束模态频率提高178.3 Hz，避开了共振频率区间，其主振型相对变形量减小，而质量仅增加0.12 kg，同时改进结构不会对齿轮室盖装配产生干涉影响。下一步将根据改进齿轮室盖的仿真计算结果指导控制结构声振特性并进行试验验证。

4 结论

1)铸铁齿轮室盖是标定工况下单缸柴油机室盖侧面最主要的辐射部件，其结构噪声辐射能量主要集中在以1 600 Hz为中心频率的频带范围内；由齿轮室盖振动响应引起的主模态分量存在以1 560 Hz为最大加速度峰值的结构主振动点，控制齿轮室盖结构声振特性的关键是控制其中高频带的振声响应能量、降低结构主振动。

2)齿轮室盖的第3阶约束模态频率易受柴油机激励产生结构共振，是影响结构声振响应特性的关键；通过对齿轮室盖板内侧纵横加强筋尺寸和位置加以综合改进，齿轮室盖第3阶约束模态频率提高178.3 Hz，避开了共振频率区间。

3)融合近场声压阵面法与1/3倍频程谱法、CEEMDAN-SWT方法和模态分析方法的分析优势，定位分析了标定工况下单缸柴油机齿轮室盖噪声的辐射特性，准确提取了齿轮室盖振动响应的主模态分量及其时频特征，研究了齿轮室盖声振响应与其结构约束模态的相关性，通过对内侧加强筋的改进设计，优化了结构声振特性。