Page 103 - 《应用声学》2020年第3期

第 39 卷 第 3 期 宋兆哲等： 基于流固耦合的油底壳振动噪声预测分析 423

其中，ρ f 为流体密度，即本文中的机油密度；c 为声
0 引言
音在该流体中的传播速度；ρ s 为固体密度，即本文
中的油底壳密度；T 为固体等效厚度，即本文中的油
发动机上的罩壳类零部件 (如油底壳、正时罩、
底壳壁厚；ω 为角频率。
缸盖罩等)，由于其具有面积大和壁薄等特点，且覆
当 λ > 1 时，判定为强耦合，需考虑耦合作用；
盖在发动机外表面，常常成为发动机的主要辐射噪
当 λ ≪ 1 时，判定为弱耦合，可不考虑耦合作用，
声源 [1−2] 。同时，油底壳几乎完全裸露于汽车的底
但是对一些特殊领域，需要结合实际情况对待 [5] 。
部且辐射面积大，显得尤为严重，一些研究资料显
本文中使用的参数如表 1 所示，经计算，耦合系数
示，油底壳产生的辐射噪声约占总噪声的24%，是最
λ = 17.8，认为机油和油底壳之间是强耦合的，必须
大的表面辐射噪声源 [3−4] ，因此，开展油底壳振动
进行耦合计算。
噪声预测分析很有必要。
由于油底壳在工作过程中含有至少3/4以上的 表 1 参数
机油，且机油的密度比较大，工作时油底壳受到来自 Table 1 Parameters
发动机的激励而振动，该振动能量会传递给与其接
ρ f /(t·mm −3 ) c/(mm·s −1 ) ρ s/(t·mm −3 ) T/mm ω/(rad·s −1 )
触的机油上，使机油振动从而产生声压，该声压会进
一步传递到与机油接触的油底壳上，对油底壳的振 0.886 × 10 −9 1324000 7.85 × 10 −9 1.5 5583
动噪声产生影响，所以，油底壳的振动噪声是机油和
1.2 耦合声学有限元法介绍
壳体耦合作用的结果，忽略他们之间的耦合作用，计
常用计算耦合问题的方法有耦合声学有限元
算结果与实际结果难以对应 [5] 。
法和耦合声学边界元法，本文采用前者计算。因为
忽略耦合模态计算的边界条件，缩小模态计算
计算耦合问题时，需要在同一个耦合环境里面同时
和测试结果误差，但噪声实际测试误差增大无法解
对结构振动和声场分布进行计算，所以，在计算耦合
释 [6−9] 。为了研究约束条件和油量对油底壳辐射噪
问题时，需要考虑结构动力方程、流体运动方程与
声的影响，以某 1.5 T 发动机油底壳为研究对象，建
连续性方程直接的相互影响，其声学波动方程为
立油底壳的耦合有限元模型进行耦合模态计算，获
得其固有频率和振型，通过油底壳安装在发动机上 M f ¨ p + C f ˙ p + K f p + R¨ u = 0, (2)
的模态试验验证了耦合有限元模型的误差范围。将 其中，M f 为声学等效质量矩阵；C f 为流体等效阻
实际发动机工作过程中测得油底壳各螺栓固定处 尼矩阵；K f 为声学等效刚度矩阵；R 为结构与流体

的振动加速度，进行格式转换处理后加载到模型上； 的耦合矩阵；p 为网格节点声压矩阵； ¨ u 为单元节点
即在模态验证后的油底壳模型螺栓固定处施加实 位移的二阶导数矩阵。
测的振动加速度，采用有限元流固耦合的仿真分析 在不考虑声压对结构的振动影响时，其结构动
方法，对油底壳进行强迫振动计算和辐射噪声计算， 力方程为
并与试验对比。然后对含油量多少对辐射噪声的影
M s ¨ u + C s ˙ u + K s u = F s , (3)
响进行对比分析。该振动噪声的预测分析方法，用
于发动机开发试验确认阶段，对油底壳改进优化方 其中，M s 为结构质量矩阵；C s 为结构阻尼矩阵；K s
案进行振动噪声的预测，减小开发NVH大风险。 为结构刚度矩阵；u 为结构位移矢量矩阵；F s 为结
构外激励矩阵。
1 耦合声学有限元法 流固耦合计算时，不仅要考虑结构的外激励，

而且还需考虑声压对结构振动影响，所以需要在结
1.1 耦合问题的简单判定
构与流体的接触面上加上流体产生的压力载荷，此
进行耦合问题的判定时，可采用耦合系数 λ 来
时对应的结构动力方程为
对耦合作用的强弱进行简单判定：
M s ¨ u + C s ˙ u + K s u = F s + F f , (4)
ρ f c
λ = , (1)
ρ s Tω 其中，F f 为耦合界面上流体压力载荷矩阵。