發動機燃燒噪聲和活塞拍擊噪聲的產生機理試驗研究?

景國璽,郝志勇,金陽,鄭 旭

(浙江大學能源工程學系,浙江 杭州 310027)

引 言

發動機是汽車最主要的振動源和噪聲源之一[1],要改善汽車的振動噪聲特性,應先從發動機振動噪聲的產生機理研究著手。根據激振力和傳播途徑的不同,一般將發動機噪聲分為三種類型:燃燒噪聲、機械噪聲和空氣動力學噪聲。空氣動力學噪聲主要通過在進氣和排氣過程產生,直接向大氣輻射,而燃燒噪聲和機械噪聲是通過內燃機的外表面向外輻射。國內外關于燃燒噪聲和機械噪聲的研究[2～9],主要基于發動機表面的振動響應利用時頻分析等先進信號處理方法,再結合發動機的工作特性,進行燃燒噪聲和機械噪聲的分離和研究工作,但是由于結構表面響應受到發動機眾多激勵影響,同時與響應位置處結構局部剛度密切相關。因此結構輻射噪聲研究工作首先需從燃燒噪聲和活塞敲擊噪聲的產生機理和傳遞途徑開始。本文將結合試驗工作對燃燒噪聲和活塞敲擊噪聲的產生機理開展相關研究。

1 發動機結構輻射噪聲產生機理

內燃機結構復雜,零件眾多,多數零件又是用螺栓剛性地連接在一起,它們受到沖擊載荷激振時,都以各自的固有頻率以振型或者獨立或者相互影響地進行復雜的瞬態振動,再沿多種途徑傳播到內燃機結構表面。圖 1給出了內燃機結構振動的傳播和輻射噪聲產生的機理和傳遞途徑,這些途徑主要有:①燃燒所引起的氣體力,使缸蓋產生振動,進而傳播到氣缸蓋罩和進、排氣歧管等零件;②作用在活塞上的燃燒氣體力和慣性力使活塞產生垂向振動并沿連桿、曲軸、主軸承、曲軸箱、油底殼等零件傳播;③與此同時,這些作用力又引起活塞橫向敲擊,激發起缸套和氣缸體的振動,進而導致正時齒輪室蓋、機油冷卻器等零件的振動;④進排氣流的壓力波動激發進排氣歧管及附件的表面振動。所有這些振動最終的和最有影響的后果,就是引起內燃機表面的高頻振動,進而誘發出空氣輻射噪聲[10]。

圖1 結構振動的傳播和輻射噪聲產生機理

為研究上的方便,通常按激振力和傳播途徑,將結構振動分為兩類:一類是由燃燒氣體力引起,主要通過活塞、連桿、曲軸、主軸承傳到機體表面的振動,稱為燃燒激振,由此誘發的噪聲稱為燃燒機械噪聲;另一類是由于活塞與氣缸壁之間存在有間隙,作用在活塞上的氣體壓力、慣性力呈周期性變化,這使得活塞對氣缸壁的側推力也呈兩邊反復作用的特性,活塞在一個工作循環中不斷地由一側接觸,變換為與另一側相接觸,產生了活塞對于缸壁的不斷敲擊現象。這種周期性的敲擊使缸套和機體內外表面發生振動,稱為活塞敲擊激振,相應產生的噪聲,稱為活塞敲擊(機械)噪聲。內表面誘發的噪聲通過透射途徑到達發動機外部,而外表面直接輻射噪聲。另外,配氣機構、噴油泵、齒輪沖擊和進排氣壓力波動等交變力激振都要產生機械噪聲。本文著重對燃燒噪聲和活塞敲擊噪聲進行深入分析,由于二者發生時刻及頻譜分布重疊在一起,要將二者分離出來或者有更深入的認識,必須在傳遞路徑方面著手。

2 發動機結構振動傳遞路徑試驗研究

2.1 試驗方法及原理

圖2所示為燃燒噪聲和活塞敲擊噪聲試驗示意圖,實驗發動機結構主要包括活塞、曲軸、連桿、氣缸體、主軸承蓋和缸蓋等零部件,每次試驗時均嚴格按照裝配規范進行裝配。在活塞燃燒室中,布置有一個三向加速度傳感器,信號線通過缸蓋噴油器孔引出,同時活塞頂部有一加長桿伸出于缸蓋之外,通過螺紋與活塞緊密連接在一起,這樣可以在安裝有缸蓋的情況下模擬敲擊活塞頂部。由于最大爆發壓力一般發生在上止點后 10°曲軸轉角,因此試驗時曲軸盤至該對應位置。在缸蓋、氣缸體、主軸承壁、連桿大頭等處布置有加速度傳感器,通過用力錘敲擊加長桿頂部或其他部位,即可測得敲擊點至各測點處的傳遞函數。試驗次序如表 1所示。

圖2 試驗測點布置及結構示意圖

表1 試驗方案說明

對于復雜結構,通常用傳遞函數(輸入和輸出的關系)來表示其振動特性對于初始為零的穩定、定常線性系統,傳遞函數可表示為[10]

式中X(k),F(k)分別為響應函數和激振函數的傅里葉變換。

傳遞函數也可以用下式計算

式中Sx f(k)為輸入與輸出函數的互功率譜密度函數,Sf f(k)為輸入函數的自功率譜密度函數。

對于一定的線性系統,系統傳遞函數只決定于系統的固有參數:質量、剛度和阻尼,與外界條件無關,通常用傳遞函數來表征系統的振動響應特性。傳遞函數是反映系統振動難易程度的一個度量,對于相同的激振條件而言,系統響應愈強,振動愈嚴重。

為了評價輸入與輸出信號之間的因果性,即輸出信號中有多少是由輸入信號的激勵所引起的,通常用相干函數來表示,定義如下

式中Cxf(k),Sxx(k)為輸出函數的自功率譜密度函數。

2.2 試驗結果分析

由于實驗測點較多,且數據量較大,同時由于發動機裙部剛度較小振動較大,因此本文主要以裙部處的振動響應為主,結合其他處振動響應情況進行相關分析。

2.2.1 延長桿振動傳遞特性研究

試驗中,為真實模擬在安裝缸蓋的情況下燃燒噪聲的傳遞特性,在活塞頂部安裝有一延長桿件,該桿件直接影響振動的傳遞特性。

圖3為在敲擊活塞頂部和活塞加長桿頂端時燃燒室處測點 11的幅頻響應函數,圖 4為相應的相干函數曲線,_為相干函數。從頻響曲線可以看出,在Z方向測點 11的響應趨勢和數值大小一致,同時,在兩種敲擊下,輸入輸出相干性極強。而在X方向的頻響特性出現明顯差異,在整體幅值上活塞頂部敲擊明顯高于桿端敲擊時的響應,這主要是因為在桿端敲擊時,沿X方向的激振力在傳遞路徑中衰減較大所引起。

圖3 測點 11的頻響曲線

圖4 測點 11的相干函數曲線

另外,兩種不同敲擊情況下,在X方向和Z方向的頻響函數存在明顯不同,即X方向傳遞函數出現明顯的多峰響應,且從圖4相干函數曲線可以看出,這些峰值響應與輸入關系不大,出現峰值的頻率主要有138,877,918,2 420和2 456 Hz,與該延長桿在一端約束情況下的固有頻率數值和間隔一致,通過有限元計算所得延長桿固有頻率和振型如圖5所示。

試驗2中測點11在X方向的頻率響應中,在延長桿第三階、第四階固有頻率處出現明顯峰值,而由于低頻下結構阻尼比較大,因此在第一和第二階固有頻率處相應峰值較小。而在試驗1中測點11在X方向的頻率響應中,在延長桿件固有頻率處同樣出現峰值情況,可見,傳遞結構的模態特性是引起結構頻域峰值響應的直接原因,這一點對于研究發動機振動傳遞路徑至關重要。

圖5 連接桿件模態振型與固有頻率

圖6和7為在敲擊活塞頂部和活塞加長桿頂端時測點8的頻響曲線,從圖中可以看出,X方向和Z方向頻率分布特性一致,Z方向響應較X方向大。加入延長桿對測點8的頻率響應在900 Hz以下頻段和桿件模態頻率附近有一定影響,但對整體研究工作影響不大。

圖6 測點 8在X方向的頻響曲線

圖7 測點 8在 Z方向的頻響曲線

2.2.2 氣體力振動傳遞特性分析

文獻 [10]表明,燃燒產生的沖擊能量大部分是通過活塞-連桿-曲軸機構傳到機體表面,引起表面振動,從而誘發的噪聲稱為燃燒噪聲。通過試驗1得到了在單位氣體力作用于活塞頂部時所引起連桿、主軸承座及機體裙部的振動響應曲線,結果如圖 8和圖 9所示。

圖8 測點 8,9,10在 X方向的頻響曲線

圖9 測點 8,9,10在 Z方向的頻響曲線

從圖中可以看出,傳遞路徑變長時,整體響應呈減小趨勢,但在結構模態處呈局部放大趨勢。由于內部傳力零件眾多,各部件連接處接觸剛度小且阻尼大,氣體力傳遞時能量在整個頻段得到了極大的衰減。連桿大頭測點在1 600 Hz左右很寬的頻段內頻率響應突出。測點8與測點9在低頻段頻響變化趨勢基本一致,但X方向在 2 000 Hz以上頻段裙部響應得到大幅度衰減。由此可見,連桿部件和主軸承壁的固有特性對氣體激振能量傳遞影響較大。

發動機實際工作過程中,由于各運動副存在一定間隙,在氣體力和慣性力共同的作用下,該振動系統不再是單純的單輸入線性定常系統,但無論振動傳遞多么復雜,單個傳力部件仍可看作是線性定常系統,各個傳力部件通過非線性連接副相連。因此,單個零部件的固有特性仍是決定氣體力傳遞的主導因素,通過改變它們的固有特性可有效控制氣體力的傳遞特性。

2.2.3 不同途徑引起的裙部振動響應分析

前文談到結構振動主要有 4條傳遞途徑,其中前 3條傳播途徑與燃燒噪聲和活塞敲擊噪聲密切相關。本文通過試驗3、試驗4和試驗6分別對這3條途徑的振動傳遞頻率特性進行了分析研究。

圖10和 11所示為前 3條結構振動傳遞途徑上所引起的頻率響應曲線。從圖中可以看出,各試驗下測點8在X方向的響應和Y方向的響應在整體趨勢上基本一致,但局部有所不同。

試驗4和試驗 6為單位激勵沿途徑一和途徑三所引起裙部的頻率響應,途徑一和途徑三對 1 700 Hz左右頻段和 2 100 Hz以上頻段的頻率響應影響較大,其中,在整個頻段途徑三所引起的振動響應整體趨勢高于途徑一所引起的響應。試驗 3說明單位氣體力作用與活塞頂部所引起機體裙部測點的振動大小?？梢?由途徑二所引起的頻率響應主要發生在800 Hz以上頻段,頻譜呈寬幅凸峰特性。在試驗4和試驗 6中敲擊缸套和缸蓋時,可看作單輸入線性系統,由于該系統結構阻尼比較小,因此高頻下頻響相對試驗 3較大,同時在模態效應作用下頻響曲線出現很多峰值。

圖10 測點8在X方向的頻響曲線

圖11 測點 8在 Z方向的頻響曲線

由此可見,對缸蓋、活塞頂部和缸孔處在單位激勵力作用下,引起的振動響應也不同,在2 000 Hz以下頻段,除局部頻率處外由途徑二所引起的振動響應較大,而在 2 000 Hz以上頻段由途徑一和途徑三所引起的振動響應較大。

3 結構振動影響因素與控制

上述傳遞函數試驗所反映的是發動機結構振動傳遞系統的固有特性,表示在單位激振力作用下系統的響應情況。而發動機工作中結構振動響應的大小不僅與結構的固有特性有關,還與激勵力的頻譜特性有關。

從上述對氣體力傳遞函數的分析可知,原則上應從以下幾個方面來降低發動機的燃燒噪聲:一是從根源上改變氣體力頻譜曲線,降低中高頻頻率成分的幅值;二是從傳播途徑上,增加發動機結構對燃燒噪聲的衰減,可通過提高缸體剛度增大阻尼或采取隔聲措施的方法;另外,在傳播途徑上需要控制各連接副之間的間隙,增加油膜厚度,避免在運動過程中產生更大的沖擊。

降低活塞敲擊噪聲除從傳播途徑上降低結構對輸入的衰減能力(如提高剛度和增大阻尼)之外,還需要關注活塞組的設計。通過增大活塞裙部剛度、減小活塞重量、設計合理的活塞型線和配缸間隙、或采取其他措施,降低活塞對缸套的敲擊力是降低活塞敲擊噪聲的關鍵。

4 結 論

本文詳細闡述了發動機振動噪聲的產生機理,指出了發動機振動傳遞的基本途徑,并開展了傳遞函數試驗研究。結論如下:

(1)通過加入加長桿可獲得在安裝缸蓋情況下,沿活塞、連桿、主軸承壁傳遞的振動響應情況。對比發現,加長桿的模態固有特性對該途徑振動傳遞特性的影響較大,對其他途徑引起的振動響應也有一定影響,這也從側面說明發動機振動傳播途徑中結構的固有特性對結構振動響應有著重要的影響。

(2)由燃燒氣體力所引起結構表面的響應主要通過內部傳力部件傳遞,在傳遞路徑中,連桿部件和主軸承壁的固有特性對氣體激振能量傳遞影響較大。

(3)在發動機振動傳遞的 3條主要途徑中,沿著缸蓋和缸孔傳遞的振動響應主要發生在2 000 Hz以上頻段,頻譜成尖峰特性,結構模態效應突出。而沿著內部傳力部件傳遞的振動響應頻譜呈寬幅凸峰特性。

(4)通過傳遞路徑實驗說明了發動機燃燒噪聲和活塞敲擊噪聲的產生機理,為改進設計提供了參考。

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