車用柴油機噪聲特性試驗與噪聲源識別分析

瞿磊，謝緯安，施蔣彬，樊登柱

車用柴油機噪聲特性試驗與噪聲源識別分析

瞿磊，謝緯安，施蔣彬，樊登柱

（南通職業大學 汽車與交通工程學院，江蘇 南通 226007）

為識別某車用柴油機的主要噪聲源，采用準工程9點測量法，測量了柴油機的整機噪聲水平。根據測試結果，采用近場聲壓級法，對噪聲較高的部位進行零部件近場噪聲測量，從而探究柴油機的主要噪聲源，并通過頻譜分析進一步闡明主要噪聲源的形成機理。結果表明：柴油機標定工況、最大扭矩工況及怠速工況的聲功率級分別為109.4 dB(A)、103.4 dB(A)、87.8 dB(A)；柴油機的主要輻射噪聲源來源于燃油泵、油底殼、空氣濾清器、曲軸皮帶輪等零部件。燃油泵與油底殼的近場噪聲在頻率63 Hz、125 Hz附近出現噪聲峰值，與曲軸在標定轉速下的固有頻率、柴油機的著火頻率等相一致?？諝鉃V清器的近場噪聲在頻率為120 Hz～125 Hz、315 Hz附近存在明顯峰位，與周期性壓力脈動及氣柱共振頻率相一致。

柴油機；輻射噪聲；聲功率級；頻率

引言

以內燃機為動力的交通運輸噪聲作為城市噪聲污染的重要組成部分，貢獻率達到75%左右[1-2]。汽車噪聲不僅對人們的工作和生活產生不良影響，對駕乘人員自身也會造成一定危害。依據噪聲源產生位置的差異性可以將汽車噪聲分為傳動系噪聲、發動機噪聲、輪胎噪聲等[3]，其中發動機噪聲的貢獻率最大，是汽車運行過程中的主要噪聲源[4]。

與車用汽油機相比，車用柴油機具有動力性強、經濟性好，功率范圍廣等特點，但在使用過程中會產生較大的噪聲。因此，有效識別柴油機的主要噪聲源對降低整車噪聲，改善交通運輸噪聲和城市噪聲污染具有重要意義。國內外學者對柴油機噪聲源的識別與分析開展了相關研究工作：德國Bosch公司Norbert等學者[5]采用鉛屏蔽法探析了油底殼、正時齒輪蓋等零部件對柴油機整機噪聲的貢獻率，探明了柴油機的主要噪聲源，測試結果表明，柴油機整機噪聲聲功率級為109.3 dB(A)，其中，油底殼的輻射噪聲貢獻率最大，其次分別為正時齒輪蓋、機體以及進氣歧管產生的輻射噪聲。奧地利AVL公司Franz等學者[6]運用聲強法對柴油機的噪聲特性進行了測試與分析，計算出主要噪聲源對整機噪聲的貢獻率，測試結果表明，柴油機轉速為2 100 r/min、100%負荷運行時，油底殼、柴油機前端面的噪聲最大，對柴油機整機噪聲的貢獻率分別達到了47%、20%。天津大學舒歌群等學者[7]運用部分缸熄火法分離出柴油機的燃燒噪聲和機械噪聲，運用表面振速法識別出柴油機表面主要輻射噪聲源。上海交通大學呂興才等學者[8]采用聲強法對裝有消聲器的柴油機的主要噪聲源進行了分析與識別，結果表明，正時齒輪室蓋、膠帶輪、挺桿室側蓋板輻射出的噪聲是柴油機的主要噪聲源，其聲強級達到了118 dB(A)；此外，柴油機上的覆蓋件以及薄壁鈑金件對整機噪聲的貢獻率也較大，產生的聲功率約占整機聲功率級的50%。

本文運用聲壓級法和聲強法，開展了車用柴油機噪聲特性試驗與噪聲源識別研究，按照準工程9點測量法測量了柴油機的整機噪聲水平，并依據測試結果選取噪聲較高的部位進行零部件近場噪聲測量，探究了柴油機的主要噪聲源，并通過頻譜分析，進一步探明主要噪聲源的形成機理，以期為柴油機減振降噪提供一定的理論與試驗依據。

1 試驗儀器與方案

1.1 試驗用柴油機與測試設備

以某490車用柴油機為研究對象，其結構形式為直列、四缸、增壓中冷，缸徑為90 mm，排量為2.8 L，該柴油機主要應用在輕型客車上。在半消聲實驗室中，利用發動機臺架進行柴油機的噪聲測試試驗。測試環境的各項指標均滿足國家標準《內燃機噪聲聲功率級的測定準工程法》（GB1859— 89）的試驗要求。測試過程中，測功器及彈性聯軸器表面均采用吸聲材料進行包裹，以避免在測試過程中對零部件噪聲的干擾；此外，在排氣管處包裹吸聲石棉材料，以隔絕在試驗過程中由于排氣管振動產生的噪聲。噪聲測試設備主要采用VS3021型聲學分析測試儀。

1.2 測點布置與試驗方案

1.2.1測點布置

依據國家標準GB1859—89，結合490柴油機的實際尺寸，按照準工程9點測量法測量柴油機的整機噪聲水平，測點布置如圖1所示。

測點1—飛輪端；測點2—排氣端；測點3—發動機前端；測點4—油泵端；測點5—排氣側與飛輪側的上交點；測點6—排氣側與前端側的上交點；測點7—前端側與油泵側的上交點；測點8—飛輪側與油泵側的上交點，測點9—搖臂罩蓋上側。

為準確判別柴油機的主要噪聲源，對氣缸罩蓋、燃油泵、起動電機、附件箱、凸輪軸、增壓器、空氣濾清器等主要零部件進行了近場噪聲測試，共選取了14個測點，測點的具體分布如表1所示。在測試過程中，傳聲器探頭距離被測點表面50 mm。

表1 零部件近場噪聲測試測點說明

測點順序對應柴油機部位測點順序對應柴油機部位 測點1氣缸罩蓋前端測點2氣缸罩蓋中端 測點3氣缸罩蓋后端測點4燃油油泵 測點5起動電機測點6附件箱 測點7油底殼側面測點8油底殼底面 測點9凸輪軸測點10油泵齒輪 測點11曲軸皮帶輪測點12排氣側近機體 測點13增壓器上端測點14空氣濾清器進氣口

1.2.2試驗方案

按照國家標準《往復式內燃機輻射的空氣噪聲測量工程法及簡易法》（GB/T 1859—2000）的相關要求進行柴油機噪聲試驗，試驗初始階段，拆除了柴油機的冷卻風扇和消聲器。試驗時，將柴油機運轉到規定工況，穩定運行時進行噪聲測試：

（1）柴油機分別在標定工況、最大扭矩工況及怠速工況運行時，測量9個測點的噪聲聲壓級，并依據測試結果計算出整機平均聲壓級和聲功率級。

（2）以轉速和負荷為設計變量，選取柴油機四個主要工作轉速：1 500 r/min、1 800 r/min、3 200 r/min、3 600 r/min，在每一個轉速下測量負荷分別為25%、50%、75%、100%時的柴油機14個主要零部件測點的近場噪聲聲壓級，探明柴油機的主要噪聲源。

（3）依據近場噪聲的測試結果，為進一步分析零部件聲源噪聲的形成機理，按外特性工況及標定轉速下的負荷特性工況對柴油機近場噪聲較高的零部件進行頻譜分析，采樣頻率范圍為20 Hz～8 000 Hz。

2 試驗結果與分析

2.1 柴油機整機噪聲測量與分析

圖2 三種工況下噪聲測試結果

柴油機分別在標定工況、最大扭矩工況和怠速工況穩定運行時，按照準工程9點測量法測量柴油機的整機噪聲水平，并依據測量結果計算出整機的平均聲壓級和聲功率級，結果如圖2所示。可以看出：標定工況運行時，測點2和測點3的噪聲聲壓級最大，分別為97.2 dB(A)、97.0 dB(A)，主要為排氣端和柴油機前端；其次為測點1和測點4，分別對應柴油機的飛輪端和油泵端，且油泵端比飛輪端的聲壓級高0.9 dB(A)。最大扭矩點工況運行時，測點4和測點7的噪聲聲壓級最大，分別為90.9 dB(A)、90.6 dB(A)，位于柴油機的油泵端以及柴油機的前端側與油泵側的上交點；測點5的噪聲聲壓級最小，為83.4 dB(A)，位于柴油機排氣側與飛輪側的上交點處，表明最大扭矩點時的主要噪聲區域為柴油機前端與油泵端的上交點處。怠速工況運行時，測點2、測點3、測點4處的噪聲聲壓級較大，分別為74.9 dB(A)、76.0 dB(A)、75.1 dB(A)，噪聲最大測點位于柴油機前端。通過9點測量結果計算出標定工況、最大扭矩工況、怠速工況的平均聲壓級分別為94.9 dB(A)、89.1 dB(A)、73.3 dB(A)，聲功率級分別為109.4 dB(A)、103.4 dB(A)、87.8 dB(A)；與標定工況和最大扭矩工況相比，怠速時柴油機的平均聲壓級和聲功率級均由明顯下降，主要是因為在怠速工況運轉時，柴油機轉速較低，并且不存在負荷，進氣以及排氣等引起的氣體流動性噪聲以及零部件產生的機械噪聲大幅減小，因此這部分噪聲對整機噪聲的貢獻率明顯下降，使得柴油機的整機噪聲明顯降低。

2.2 零部件近場噪聲分析

為進一步探究柴油機的主要噪聲源，對14個主要零部件進行近場噪聲測量，柴油機轉速分別1 500 r/min、1 800 r/min、3 200 r/min、3 600 r/min時，按負荷特性運行，測得的零部件近場噪聲試驗結果如圖3所示?？梢钥闯?，隨柴油機轉速、負荷的增加，零部件各測點近場噪聲基本呈現增大趨勢，且當轉速達到3 200 r/min時，柴油機負荷對各零部件近場噪聲的影響逐漸減弱。對比不同工況下的零部件近場噪聲，由圖3(a)可以看出，轉速為1 500 r/min時，零部件近場噪聲較高的測點主要為油底殼底面、凸輪軸、曲軸皮帶輪、空氣濾清器進氣口；當負荷為25%時，空氣濾清器進氣口噪聲聲壓級最大，為97.9 dB(A)；當負荷大于25%時，曲軸皮帶輪噪聲聲壓級最大。由圖3(b)可以看出，柴油機按1 800 r/min負荷特性運行時，噪聲較高的部位分別為燃油泵、附件箱、曲軸皮帶輪、空氣濾清器進氣口，其中近場噪聲聲壓級最大的測點為空氣濾清器進氣口，當負荷由25%增加到100%時，聲壓級增加了1.7 dB(A)。由圖3(c)可以看出，轉速為3 200 r/min時，近場噪聲較高的部位分別為燃油泵、附件箱、油底殼底面、曲軸皮帶輪、空氣濾清器進口；當負荷為25%時，空氣濾清器進氣口噪聲聲壓級最大，為105.3 dB(A)，當負荷大于25%時，燃油泵的噪聲聲壓級最大。由圖3(d)可以看出，標定轉速時，近場噪聲較高的部位分別為燃油泵、附件箱、油底殼側面、油底殼底面、曲軸皮帶輪；當負荷分別為25%、75%時，油底殼底面的噪聲聲壓級最大，分別為109.0 dB(A)、108.7 dB(A)，當負荷分別為50%、100%時，附件箱的噪聲聲壓級最大。綜上各轉速下的零部件近場噪聲測試結果表明，柴油機的主要噪聲源為空氣濾清器、油底殼、曲軸皮帶輪、燃油泵等零部件，次要噪聲源主要為附件箱、凸輪軸、油泵齒輪等零部件。

2.3 主要噪聲源頻譜分析

為進一步研究不同零部件聲源噪聲的形成機理，選取近場噪聲最高的三個零部件（燃油泵、油底殼、空氣濾清器）進行頻譜分析，探明主要噪聲源的形成機理。

2.3.1燃油泵

圖4為柴油機分別按外特性工況及標定轉速工況運轉時的燃油泵表面噪聲的1/3倍頻程頻譜圖。由圖4(a)可以看出，當柴油機轉速從1 500 r/min上升到1 800 r/min時，各頻率段噪聲的聲壓級基本不發生變化；當柴油機轉速高于1 800 r/min時，隨著轉速的升高，各頻率段噪聲的聲壓級有所增加。由圖4(b)中可以看出，標定轉速時，隨負荷的增加，各頻率段對應的噪聲聲壓級變化不明顯。噪聲頻率在63 Hz和125 Hz附近出現兩個聲壓級的峰值，其中，第一個峰值對應的頻率與曲軸在標定轉速下的固有頻率（1= 60 Hz）相對應；第二個峰值與柴油機著火頻率、噴油泵工作頻率以及二階往復慣性力的作用頻率（2=120 Hz）相吻合。

圖4 油泵表面噪聲1/3倍頻程頻譜圖

2.3.2油底殼

在外特性及3 600 r/min負荷特性條件下測得的油底殼表面噪聲1/3倍頻程頻譜測試結果如圖5所示。由圖5(a)可以看出，隨轉速的增加，低頻率段的噪聲聲壓級基本保持不變；當頻率大于500 Hz時，隨轉速的增加，高頻率段對應的噪聲聲壓級有所升高。由圖5(b)可以看出，當轉速保持一定時，隨負荷的增加，各頻率段噪聲聲壓級的變化趨勢基本保持一致，且對應的噪聲聲壓級值大小基本相同。在頻率63 Hz處有一峰值，與曲軸在標定轉速下的固有頻率相一致；在頻率125 Hz附近出現一峰值，與柴油機著火頻率、噴油泵工作頻率以及二階往復慣性力的作用頻率相吻合。

圖5 油底殼表面噪聲1/3倍頻程頻譜圖

2.3.3空氣濾清器

在外特性及3 600 r/min負荷特性條件下測得的空氣濾清器表面噪聲1/3倍頻程頻譜結果如圖6所示。由圖6(a)可以看出，隨轉速的增加，各頻率段對應的噪聲聲壓級變化不明顯。由圖6(b)可以看出，在轉速一定的條件下，噪聲聲壓級隨頻率的變化規律基本一致；隨負荷的增加，各頻率段對應的噪聲聲壓級值無明顯變化，且在頻率為120 Hz～125 Hz以及頻率為315 Hz處都存在明顯峰位。在頻率為120 Hz～125 Hz 處的噪聲峰值，其頻率與周期性壓力脈動的頻率相吻合（基頻3=120 Hz）；在頻率為315 Hz處的噪聲峰值，主要是由于當進氣門關閉時，進氣管道變成了一端封閉一端開口的等截面管道，在管道內部易形成氣柱共振系統，從而產生氣柱共振噪聲，該系統的固有頻率4在315 Hz左右，與該峰值對應的頻率相一致。

圖6 空氣濾清器表面噪聲1/3倍頻程頻譜圖

3 結論

（1）采用準工程 9點測量法，測量柴油機的整機噪聲水平，標定工況、最大扭矩工況及怠速工況的平均聲壓級分別為94.8 dB(A)、89.1 dB(A)、73.3 dB(A)，聲功率級分別為109.4 dB(A)、103.4 dB(A)、87.8 dB(A)。

（2）采用近場聲壓級法識別出空氣濾清器、油底殼、曲軸皮帶輪、燃油泵為柴油機的主要輻射噪聲源，附件箱、凸輪軸、油泵齒輪為柴油機的次要輻射噪聲源。

（3）燃油泵與油底殼的近場噪聲在頻率63 Hz附近出現噪聲峰值，與曲軸標定轉速下的固有頻率相對應；在頻率125 Hz附近的噪聲峰值，其頻率與柴油機著火頻率、噴油泵工作頻率以及二階往復慣性力的作用頻率相吻合?？諝鉃V清器的近場噪聲在頻率為120 Hz～125 Hz處有一個峰值，與周期性壓力脈動頻率相吻合；當頻率達到315 Hz時存在一個噪聲峰值，主要是由于氣柱共振所引起，該系統的固有頻率在315 Hz左右。

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Noise Characteristic Test and Noise Source Identification Analysis of Vehicle Diesel Engine

QU Lei, XIE Weian, SHI Jiangbin, FAN Dengzhu

( School of Automotive and Traffic Engineering, Nantong Vocational University, Jiangsu Nantong 226007 )

In order to identify the main noise sources of a vehicle diesel engine, the quasi engineering 9-point measurement method was used to measure the noise level of diesel engine. According to the test results, the near-field sound pressure level method was used to measure the near-field noise of the parts with high noise, which can explore the main noise sources of the diesel engine. Through the spectrum analysis, the formation mechanism of the main noise sources was clarified. The results show that the sound power level of diesel engine under calibration condition, maximum torque condition and idle speed condition are 109.4dB(A),103.4dB(A)and 87.8dB(A)respectively. The main radiation noise sources of diesel engine are fuel pump, oil pan, air filter and crankshaft pulley. The near-field noise of fuel pump and oil pan have a peak value near 63Hz and 125Hz, it is consistent with the natural frequency of crankshaft at the rated speed and the ignition frequency of diesel engine. The near-field noise of air filter has a peak value at the frequency of 120Hz～125Hz,315 Hz it is consistent with periodic pressure fluctuation and gas column resonance frequency.

Diesel engine; Radiated noise; Sound power level; Frequency

A

1671-7988(2021)22-108-05

U262.11

A

1671-7988(2021)22-108-05

CLC NO.: U262.11

瞿磊（1987—），男，博士，講師，就職于南通職業大學汽車與交通工程學院，主要研究方向：柴油機燃燒與噪聲控制。

南通市市級科技計劃項目（JC2021166），江蘇高?！扒嗨{工程”資助。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2021.022.028