柴油機敲擊異響聲源識別與控制

吳旭陵

(上海內燃機研究所，上海 200438;上汽商用車技術中心，上海 200438)

0 前言

隨著汽車工業的不斷發展，汽車普及率越來越高，駕乘人員由對車輛如動力性和經濟性等要求，轉變成對車輛噪聲—振動—平順性(NVH)等性能的更高要求［1］。發動機噪聲是汽車噪聲的主要來源之一，柴油機的振動與噪聲控制比汽油機困難，這也是制約其應用于乘用車上的關鍵因素之一［2］，因此需要對柴油機的振動噪聲性能進行不斷的改進與提高。結合多種方法對發動機噪聲源進行識別是解決發動機噪聲問題的有效路徑［3］。

1 問題描述

某車輛在整車主觀評價中，發現該車在轉速范圍1 000～3 800 r/min時的加速工況下，車內前后排均可以明顯感受到連續的類似“咚咚咚”的敲擊聲，且隨轉速提升，該敲擊聲逐漸增強，影響整車噪聲品質。經過整車測試與分析，如圖1所示，確定噪聲頻率在250～400 Hz范圍內，由發動機輻射，通過前艙傳遞到車內。

該車輛使用1款2．8 L渦輪增壓直列4缸柴油機和6檔手動變速箱，縱置動力總成，并采用3點懸置支撐。將以該柴油機為研究對象，重點研究和解決1 000～3 800 r/min轉速范圍內加速工況下敲擊異響問題。

圖1 敲擊異響噪聲

2 發動機測試

發動機測試在動力總成半消聲室進行，試驗室滿足GB/T 1859．3—2015《往復式內燃機 聲壓法聲功率級的測定第3部分:半消聲室精密法》1級準確度測量要求;動力總成按照整車安裝狀態布置，使用原車懸置3點支撐，與測功設備彈性聯接;整車測試中已經排除進排氣噪聲的影響，將進氣和排氣引出并將管壁包裹、以及將變速箱和冷卻管路包裹，以減小其對測試結果的影響，詳細布置狀態如圖2所示。

信號采集使用Siemens公司的SCADAS Mobile數據采集設備，根據GB/T 1859．3在1 m測距的5個測量表面中心位置布置傳聲器，前端罩蓋布置1個三向加速度傳感器，同時采集曲軸轉角信號。使用Siemens公司的Test．lab軟件對信號進行數據采集與處理，設置噪聲采集帶寬為12 800 Hz、采樣分辨率為0.781 25 Hz，振動采集帶寬為1 600 Hz，采樣分辨率為1 Hz。

圖2 發動機試驗狀態

發動機機油溫度上升到正常工作溫度后，采集發動機在轉速范圍1 000～3 800 r/min的全負荷速度特性信號數據。

3 數據分析與噪聲源診斷

發動機數據分析過程中常用到頻譜分析、階次分析、相關性分析和小波分析等信號處理方法來診斷發動機噪聲問題［3］。下文結合階次分析和小波分析對敲擊異響進行聲源診斷。

3．1 階次分析

對發動機5個測量表面噪聲數據作250～400 Hz頻率范圍內的帶通濾波分析，并對數據進行比較。如圖3所示，該頻段的噪聲在部分轉速附近存在峰值，聲能量主要集中在發動機前端，其次是飛輪端?？紤]到飛輪端受測功設備的影響較大，故著重分析發動機前端測到的數據。

圖3 發動機測試數據濾波對比

對前端噪聲做頻譜分析和階次分析，如圖4所示，在以315 Hz為中心頻率的頻帶范圍內，噪聲相對較大，并且隨轉速的增加而逐漸增加，但中心頻率無明顯變化;同時，圖中給出了噪聲較大的幾個階次，從階次曲線可以看到，階次噪聲只在315 Hz頻帶附近噪聲較大，低于或者高于該頻帶，噪聲都不大。根據分析判斷，該異響與旋轉部件的旋轉運動無關，但可能與某零部件的共振有關。具體原因將結合小波分析手段進行研究。

圖4 前端噪聲數據彩圖

3．2 小波變換分析

在時頻分析方法中，小波分析被稱為信號分析的數學顯微鏡，能夠對信號進行多尺度的細化分析［4］。從圖3可以看到，前端250～400 Hz頻段內的噪聲在1 400 r/min、1 600 r/min、1 800 r/min 轉速附近有峰值，采集該3個轉速下穩態數據信號，對采集到的數據信號進行小波分析。分析結果如圖5所示，在這三個轉速噪聲信號上，都有2個連續的周期性激勵，激勵能量都集中在315 Hz頻帶附近，1個周期性激勵能量明顯高于另一個周期性激勵，并且2個激勵之間存在1個相位差，將能量較強的激勵作為主激勵，能量較弱的激勵作為副激勵。

分析1 800 r/min的激勵信號，取6個主激勵樣本做信號分析，得到6次激勵時間間隔為0．4 s，計算得到激勵頻率為15 Hz，同時計算轉速在1 800 r/min下的發動機1階頻率為30 Hz，說明該主激勵為1個0．5階的半階次敲擊。運用同樣的方法可以分析得到其他穩態轉速下的激勵也是0．5階。

3．3原因分析

圖5 前端小波分析

根據上述階次分析和小波分析，判斷該異響是由發動機某部件受到0．5階的半階次連續激勵后，產生以315 Hz為中心頻率的頻帶聲音響應。要控制好發動機的噪聲品質，就要控制好發動機噪聲的階次，要使得半階次的噪聲越低越好，這樣才能保證發動機的噪聲主要是由發動機的發火階次及發火的諧次組成［5］。4缸發動機半階次噪聲主要有來源于5個方面［6］:(1)曲軸系彎曲振動引起的半階次振動;(2)扭矩變動引起的半階次振動，主要由缸體的扭轉振動引起，一般在2.5階或3．5階;(3)發動機各氣缸之間的燃燒狀態不一致;(4)配氣機構的運動;(5)進、排氣門的驅動反力和各氣缸因進氣管道長度不同引起的進排氣半階次噪聲。

發動機扭轉變動引起的半階次噪聲一般在0．5階以上，與敲擊異響特征不符合，排除影響;試驗過程中，進排氣引出，并且管壁包裹，排除進排氣噪聲的影響;根據測試分析，該噪聲在發動機頂面的能量占比不高，配氣機構產生的噪聲影響較小，不是該敲擊異響的主要聲源。因此，推斷該噪聲與曲軸彎曲振動和各氣缸之間燃燒不均勻有關。采集倒拖工況下的數據，前文已經確定噪聲來源于敲擊激勵，分析前端罩蓋振動，如圖6所示，可以看到該激勵特性明顯，排查各缸燃燒不均勻的原因。因此最終判斷出該敲擊異響是由曲軸的彎曲振動產生。

圖6 倒拖工況下前端罩蓋振動分析

對于乘用車使用的小型發動機，曲軸前端或者后端的彎曲振動，大約在200～500 Hz的頻率范圍內有共振模態［6］。分析發動機曲軸彎曲模態，得到該發動機曲軸一階彎曲模態為328．1 Hz，在異響發生的頻帶內。曲軸共振模態位置受到曲柄連桿機構的運動激勵后，曲軸會將激勵放大，并通過主軸承座將激勵傳遞到機體，最后通過正時罩蓋、油底殼以及機體表面的其他附件輻射噪聲。因此，可以認為敲擊噪聲主要是由于曲軸存在彎曲模態，受到曲柄連桿機構運動激勵后產生的異響結構噪聲，通過傳遞路徑傳遞到機體表面，向發動機外輻射的噪聲。

4 改進方案設計

由于發動機前端在異響發生的頻段內能量較高，因此可以對曲軸到前端罩蓋之前的傳遞路徑進行優化。由于機體內部結構的改動比較復雜，改動成本較高，可以考慮對前端罩蓋進行優化［7］。

對原設計罩蓋進行模態分析，得到一階模態頻率為330．7 Hz，該頻率在敲擊異響發生的抱怨頻率范圍內，能夠傳遞和放大敲擊激勵，因此需要對正時罩蓋進行模態優化。

根據原設計罩蓋的仿真分析，結合發動機布置位置的限制，同時考慮輕量化和成本控制的要求，增加罩蓋固定點和加筋是有效的優化方式，對前端罩蓋作如圖7所示的優化，增加8個固定安裝點。對優化后的結構作模態分析，分析結果如圖8所示，前端罩蓋的一階模態頻率從330．7 Hz優化到了449．9 Hz。表1為前端罩蓋優化前后的前6階模態頻率，原始狀態下的前6階模態頻率較密集，且都在敲擊頻率的1．4倍以內，容易傳遞并放大而引起噪聲。優化后的罩蓋模態頻率相對較高，在噪聲發生的頻率范圍外，且分布疏散，有利于減小其頻率范圍內的噪聲輻射。

圖7 正時罩蓋結構優化

圖8 正時罩蓋優化前后的一階模態陣型

表1 正時罩蓋優化前后的模態頻率

5 改進方案驗證

根據優化方案，加工新正時罩蓋，在半消聲室臺架上對1 000～3 800 r/min轉速段的加速噪聲進行測試驗證。分析測試結果，如圖9所示，發動機在全負荷工況下，優化后的狀態與原始狀態對比，在250～400 Hz頻率范圍內的聲能量平均降低了3．6 dB。對測試數據做250～400 Hz頻段的濾波，對比原始狀態下該頻段的噪聲總值，如圖10所示，在1 000～3 800 r/min轉速范圍內，噪聲平均降低了2．4 dB，主要引發噪聲頻率下的峰值也較原狀態顯著降低，將優化后的樣機裝配到整車進行主觀評價，評價結果表明，敲擊噪聲已明顯改善，滿足整車主觀評價的要求。

圖9 改進前后頻譜圖

圖10 改進前后250～400 Hz帶通總值

6 結論

對發動機進行噪聲源識別試驗，采集發動機各面的噪聲信號、轉速信號，對采集到的信號進行噪聲識別分析，識別敲擊噪聲是由于曲軸存在彎曲模態，受到曲柄連桿機構運動激勵后，產生結構噪聲，通過傳遞路徑傳遞到機體表面，主要由正時罩蓋等部件向外輻射噪聲引起。

對前端罩蓋進行模態分析，分析結果顯示前端罩蓋一階模態在抱怨頻率范圍，會放大敲擊噪聲的發生頻率。對前端罩蓋結構進行優化，優化后前端罩蓋模態頻率從330．7 Hz提升到449．9 Hz，并且大幅改善原始狀態下前端罩蓋模態頻率密集的問題。

對優化后的樣件進行裝機測試，測試結果顯示，前端罩蓋優化后，敲擊聲在250～400 Hz頻率范圍內的聲能量平均降低了3．6 dB。在1 000～3 800 r/min轉速范圍，250～400 Hz頻段內的噪聲總值平均降低了2．4 dB，滿足整車主觀評價的要求。

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