赵俊男，王延阳，张爽，李志广，张治国，王雷

（华晨汽车工程研究院动力总成设计处，辽宁 沈阳 110141）

1 概述

随着汽车工业的迅速发展和汽车拥有量的日益增加，汽车噪声污染问题越来越引起人们重视。汽车在行驶过程中受到发动机和机械传动机构的影响以及来自于路面的冲击，所有的零部件都会产生振动和噪声，因此它是一个具有不同性质噪声的综合噪声源。其中车外噪声是一个主要因素，以往研究表明，在轿车车外噪声中，发动机噪声约占55%，随着汽车噪声标准的提高，国内外汽车厂商都非常重视降低发动机噪声。

由于重量和布置限制要求，发动机中大量使用罩、壳和盖类零部件，这些薄壁件在激振力作用下会产生比较大的振动而向外传播辐射噪声。排气歧管隔热罩（简称隔热罩）具有表面薄而大特点，而且又直接安装在排气歧管上，这样一来发动机本体的机械噪声和排气噪声通过隔热罩的扩大作用而增强辐射噪声。

本文以某款自然吸气发动机为研究对象，运用有限元分析，对两种方案的隔热罩进行模态分析和瞬态响应分析，对比相应的动态特性；再通过发动机一米噪声测试验证，选出最优方案；最后通过整车道路耐久试验验证，获得项目组认可。

2 排气歧管隔热罩有限元模型

本文采用两种方案的隔热罩进行有限元分析，方案是单层厚度为1mmd的镀铝钢板，方案2是双层厚度为0.3mm的铝板，隔热罩内外板用翻边冲压形式连接。为了在理论上准确地对隔热罩的动态特性进行分析，须建立一个合理的几何模型。本文是运用 CATIA软件曲面造型功能对两种隔热罩进行建模，并严格地按照设计图进行设计，未作任何简化。

将几何模型导入CATIA中Advanced Meshing Tools 模块，在Surface Mesh中划分网格。由于隔热罩是薄壳类零件，结构尺寸远远大于板材厚度，选择二维壳单元中的四边形单元划分整个隔热罩, 并对刚度较差部位及有应力集中的过渡圆角处的网格进行细化处理，可以保证计算精度和速度，整个隔热罩网格划分示意图如图1所示。

图1 隔热罩网格划分示意图

3 基础理论

在隔热罩的模态分析中，可以将隔热罩看成一个多自由度振动系统，其振动微分方程式为：

式中：[M]、[C]、[K]分别为隔热罩的质量矩阵、阻尼矩阵和刚性矩阵；分别为隔热罩节点的加速度向量、速度向量和位移向量；{F(t)}为隔热罩的激励载荷向量。

由于隔热罩的模态分析是在无外界激励也无阻尼的条件下计算的，因此可以得出自由振动方程为：

由于隔热罩的自由振动是一系列简谐振动的叠加，由方程（2）可以得出：

式中，{A)}i为隔热罩第i(i=l,2,..., n)阶固有频率对应的特征向量，即隔热罩的振型；ωi为隔热罩第i阶固有频率(单位为 rad/s)。

由此可见，模态分析的核心内容是确定结构系统的固有频率和与之对应的振型向量，隔热罩的模态参数是由其结构特性和材料特性决定，与外界载荷无关。同时，模态分析也是进行谱分析、谱响应分析或瞬态动力学分析所必需的前期分析过程。在本文中，主要研究模态分析及频率响应分析的动态特性。

4 动态特性分析

4.1 自由模态分析

在自由模态分析中，模态提取计算方法采用兰索斯法（Lanxzos）。方案1材料采用钢板，密度为7.8E-09t/mm3，弹性模量为 140000Mpa，泊松比为0.3；方案2材料采用铝板，密度为2.7E-09 t/mm3，弹性模量为70000 Mpa，泊松比为0.33。

通过 CATIA对隔热罩进行模态分析，求解器分析计算后得到的前10阶固有频率对比结果如表1。在自由模态分析中，结构的前六阶是刚体模态，研究刚体模态没有意义，因此只研究后四阶相应的振型。

表1 前10阶固有频率对比结果

方案1后四阶的相应的振型结果如图2所示。

方案2后四阶的相应的振型结果如图3所示。

图3 后4阶相应的振型应力云图

由上述模态分析的结果对比来看，虽然方案1固有频率要高于方案2，但是方案2的振型结果要远远好于方案1，传递振动能力低于方案 1，只要通过了整车道路耐久试验，方案2可以被接受的。下一步计算频率响应分析，对比两种方案在不同频率下速度响应曲线。

4.2 频率响应分析

对两种隔热罩进行频域响应分析时，隔热罩的本身结构没有变化。用之前进行模态分析所建的有限元模型为基础，在模型上施加激励载荷。定义载荷激励（Load Excitation）采用白噪声（white noise modulation）限值调制，指定模型的工作频段：0Hz-300Hz；分析步数：10。

通过CATIA对两种隔热罩进行频域响应分析，求解器分析计算后得到的300Hz之前对应的速度响应值曲线对比结果如图4。

图4 300Hz之前对应的速度响应值曲线对比结果

由图4可知，方案2对应的速度响应要好于方案1，尤其在150Hz以后更加明显。当外界对两种隔热罩激励时，方案2吸收能量而产生变形的运动速度低，相应的变形势能随之也降低，因此该方案减少了本身的传递振动幅度和能量，降低对外界辐射噪声，起到降噪作用。

5 噪声验证

对上述两种方案的隔热罩进行发动机台架1米噪声测试验证，依据发动机 NVH台架九点法测试标准，分别对比在空载、半载和满载工况下九点平均声压级（A计权）。

试验测得在空载、半载和满载工况下九点平均声压级对比曲线如图5所示。

由上述试验结果可知，在空载、半载和满载工况下，方案 1的发动机九点平均声压级平均分别要比方案 2平均高1dB(A)、1.2dB（A）和1.1dB(A)。综上分析表明，方案2的隔热罩能很好地降低振动和噪声，起到减震降噪作用。从工程应用方面考虑，将方案2的隔热罩样件进行整车道路耐久试验验证。试验后没有发现开裂现象（如图6），该方案通过了耐久试验考核，得到了项目组的认可。

图5 在空载、半载和满载工况下九点平均声压级对比曲线

图6 整车道路试验后合格的样件现场图片

6 结论

本文以某款自然吸气发动机为研究对象,运用 CATIA软件的有限元分析，对两种方案的隔热罩进行模态分析和瞬态响应分析，结果表明在自由模态中方案2的振型结果要远远好于方案1；在频率响应分析中方案2对应的速度响应要好于方案1，尤其在150Hz以后更加明显。通过发动机一米噪声测试验证表明，在空载、半载和满载工况下，方案1的发动机九点平均声压级平均分别要比方案 2平均高 1dB(A)、1.2dB（A）和1.1dB(A)，方案2的隔热罩能很好地降低振动和噪声，该方案通过整车道路耐久试验验证，获得项目组认可。

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