配氣機構對柴油機前端噪聲貢獻度評價方法的試驗研究*

范夢元，杜慧勇，李民，謝俊杰，王站成，苗家軒

(河南科技大學車輛與交通工程學院,河南洛陽,471003)

0 引言

隨著用戶對非道路移動機械舒適性需求的不斷提高,如何進一步降低柴油機的振動噪聲已經成為各廠家關注的焦點和研究的重點。配氣機構是柴油機主要的振動噪聲源之一[1],因此開展配氣機構引起的振動噪聲研究顯得尤為重要。

關于配氣機構噪聲,國內外學者針對配氣機構系統內各運動件開展了大量研究。Suh等測取了氣門落座力以及配氣凸輪的激勵力對氣缸蓋的傳遞函數,并預測了它們對氣缸蓋表面產生的振動效應。Teodorescu等[2]對挺柱與配氣凸輪間的油膜厚度進行分析,發現二者之間的接觸和分離都會引起挺柱加速度的高頻振動。Norton等[3]研究了凸輪與氣門之間的運動件對配氣機構振動噪聲的貢獻量。Xu等[4]分析了配氣機構在怠速工況下產生異響的原因,發現氣門的正時轉子葉片厚度對異響有很大影響。Xu等[5]構建了氣門結構動力學模型,對配氣機構氣門到氣缸蓋之間的振動傳遞特性進行了研究。王兆文等[6]對比分析了經驗模態分解法(EMD)、短時傅里葉變換法(STFT)和連續小波變換法(CWT)對配氣機構氣門的振動進行解析。夏鐵權[7]使用工程法和分部法測量了配氣機構在不同轉速下的聲壓,得出配氣機構各部件的聲功率以及貢獻度,確定了配氣機構噪聲的產生機理。

現有的文獻主要是研究配氣機構系統內各運動件之間的激勵力特性[11-15],針對配氣機構系統對整機噪聲影響的研究較少,即使國杰等對其進行了研究,但也只是以單個配氣機構單元為研究對象,并且只研究了部分轉速下的情況。考慮到目前的柴油機大都是多缸機,不同氣缸的配氣機構工作時,運動件之間的激勵力特性也許不同,它們對整機的振動噪聲貢獻度可能也有所不同,由配氣單元激勵引起的前端噪聲也可以由不同的計算方式得到,因此有必要針對各缸配氣機構對前端噪聲貢獻度的實驗方法進行深入研究。以一臺農用非道路柴油機為原機,采用聲強法測取各缸配氣機構工作時前端的聲功率,利用消去法的原理,使用兩種實驗方法計算僅由四個配氣單元引起的前端噪聲,并對這兩種實驗方法的準確度進行研究。

1 試驗設備及方法

1.1 試驗設備

試驗樣機為某農用柴油機,柴油機具體技術參數如表1所示;使用規格型號為M2BAX180MLA2的變頻調速電機和配套的規格型號為ACS550-01-059A-4的變頻器來倒拖柴油機;使用3599型聲強探頭儀器采集柴油機前端的聲強,可用于20 Hz到6 300 Hz間的1/3倍頻中心頻率測量。

表1 柴油機參數Tab. 1 Diesel engine parameters

圖1為試驗臺架的示意圖,調速電機與柴油機飛輪盤之間通過彈性聯軸器連接,柴油機與臺架底座之間裝有減振墊,在前端有一個離散測點分布圖,聲強探頭垂直于離散測點分布圖的中心放置,并與Type 3160-A采集前端連接,最后前端再連接到計算機上進行數據顯示與分析。

圖1 試驗臺架示意圖

1.2 試驗方法

內燃機是一個復雜的系統,內部存在許多激勵力并且激勵力之間相互影響,為了能更直接的研究配氣機構激勵力對柴油機前端噪聲的影響,試驗前要拆除不必要的結構,如活塞、連桿、冷卻水泵、燃油管道和一些外圍附件,為了保證潤滑系統的壓力潤滑,試驗前要密封住部分油孔。

ABB變頻器通過控制調速電機的轉速,實現柴油機在不同轉速下的穩定運行。過低的機油溫度會使機油的流動性變差,進而無法徹底潤滑柴油機,過高的機油溫度會使機油變稀,那機油就無法在運動件間形成穩定油膜[16-17],為了防止機油溫度對試驗造成影響,這里使用熱電偶監測油底殼內的機油溫度,等機油溫度達到指定值時,認為熱機結束,此時使用聲強探頭裝置采集前端的聲強信號,在整個測量過程中,聲強探頭始終垂直于前端面且正對于每個小網格面的中心放置。

如圖2所示為柴油機前端離散測點分布圖,該離散測點分布圖為60 cm×40 cm的矩形,離散點測量法可能會受測點數目的影響[18-19],根據標準,測量表面最少要10個測量點并且測點要在面元上均勻分布,所以這里將離散測點分布圖又細分為77個相等的小網格面,在試驗過程中,聲強探頭從左到右、從上到下依次測量每個小網格的聲強,每個網格點的測量時間均為10 s,最終得到柴油機前端的聲強云圖、聲功率頻譜和總聲功率級。

圖2 柴油機前端離散測點分布圖

為了能夠對關于配氣機構對前端噪聲貢獻度的兩種試驗方法的準確度進行研究,共做了10組對比試驗,分別是四個氣缸配氣機構全部工作(1組),只有三個氣缸配氣機構工作(4組),只有一個氣缸配氣機構工作(4組)和無配氣機構工作(1組),通過拆除氣缸的挺柱、推桿的方式來實現部分配氣機構工作。同一轉速下,假設無配氣機構工作和四個氣缸配氣機構全部工作時,前端齒輪室蓋面的聲功率分別為W0和W1234,僅1號缸配氣機構工作時,前端聲功率為W1,其余三種情況下的前端聲功率,僅2號缸配氣機構工作時為W2、僅3號缸配氣機構工作時為W3、僅4號缸配氣機構工作時為W4;1、2、3號缸配氣機構同時工作時,前端聲功率為W123,其余三種情況分別記為W124、W134、W234。

（1）國際市場環境不穩定。民營企業的發展受國際市場環境的影響較大，對于一些外向型的民營企業來說，國際市場環境波動和國際關系的好壞影響著企業的生死存亡。

由噪聲消去法[20-21]的概念可知,僅由配氣機構引起的前端聲功率可由兩種實驗方法得到,如僅由1號缸配氣機構引起的前端聲功率可用W1-W0得到,也可用W1234-W234獲得。這是兩種不同的實驗方法,本文用這兩種實驗方法來計算僅由四個配氣單元激勵引起的前端聲功率,探究哪種實驗方法在計算配氣機構對前端噪聲貢獻度方面更加準確。

僅由四個配氣單元激勵引起的前端聲功率W′=W1234-W0(此值記為基準值);用單個氣缸配氣機構工作時前端的聲功率(4種情況)減去無配氣機構工作時前端的聲功率,得出僅由四個配氣單元激勵引起的前端噪聲聲功率W″=W1+W2+W3+W4-4W0;用四缸配氣機構全部工作時前端的聲功率減去三個氣缸配氣機構同時工作時(4種情況)前端的聲功率,即僅由四個配氣單元激勵引起的前端噪聲聲功率W?=4W1234-W123-W124-W134-W234。

2 試驗結果與分析

2.1 柴油機前端聲功率級的確定

聲壓因為測量原理簡單、測量儀器成熟等原因,目前已經成為聲學測量中最常用的物理量,但是聲壓的測量受環境影響比較厲害,如反射聲、背景噪聲等,理想的聲學測試環境應該是在消音室或者半消音室中進行。由于試驗環境的限制,本文所作的試驗全都在普通實驗室進行,所以聲壓計不適用于本試驗,而聲強是矢量,具有方向性,所以本文用聲強計測取前端面的聲強,再經過運算得出聲功率和聲功率級,如圖3為四個氣缸配氣機構全部工作時,1 200 r/min下前端的聲強云圖。

圖3 4個氣缸配氣機構全部工作時1 200 r/min下前端的聲強云圖

則柴油機前端的總聲功率W和總聲功率級LW分別可由式(1)和式(2)得到。

W=∑Ii,normal·ΔSi

(1)

(2)

式中:i——前端離散測點分布圖上的小網格編號;

Ii,normal——小網格上的法向聲強;

ΔSi——每個小網格面的面積;

W0——基準聲功率。

本文一共做了10組試驗,每組試驗都有12個樣本點,即曲軸轉速從600 r/min升高到1 700 r/min,每個轉速下,前端聲功率級都經過9次測量,最后求其代數平均值作為該轉速下的樣本點值。表2為四缸配氣機構全部工作時,柴油機轉速從600 r/min升高到1 700 r/min時,前端聲功率級的重復試驗測量結果值。

表2 四缸配氣機構都工作時前端聲功率級的試驗結果Tab. 2 Test results of front-end sound power level when all four-cylinder valve trains work

表2中均值M、極差R可由式(3)和式(4)得到。

(3)

R=LWj,max-LWj,min

(4)

式中:j——一轉速下重復試驗的編號;

LWj——該組試驗的聲功率級;

LWj,max——一轉速下重復試驗中聲功率級的最大值;

LWj,min——一轉速下重復試驗中聲功率級的最小值。

從表2極差列中可以看到9次試驗數據中的最大差值不足均值的1%。由于篇幅限制,這里只陳列了四缸配氣機構全部工作時前端聲功率級的試驗結果。

2.2 不同配氣機構工作時前端聲功率級與轉速的關系

圖4為不同氣缸的配氣機構工作時,前端聲功率級隨發動機轉速的變化規律曲線。可以看出,隨著曲軸轉速的增加,柴油機前端的聲功率級逐漸增加。

(a) 無配氣機構工作

從圖4中可看出,當轉速從600 r/min升高到1 700 r/min時,無配氣機構工作時,前端的聲功率級由75.81 dB(A)升高到92.75 dB(A);1號缸配氣機構工作時,前端的聲功率級由77.02 dB(A)升高到92.97 dB(A);第2、3、4號缸配氣機構工作時,前端的聲功率級由77.45 dB(A)升高到93.07 dB(A);4缸配氣機構全部工作時,前端的聲功率級由78.32 dB(A)升高到93.83 dB(A)。在相同轉速下,參與工作的配氣機構越多,前端的聲功率級越大,并且在低轉速時,前端聲功率級相差較大,轉速升高后,前端聲功率級相差較小。

這是因為柴油機前端的輻射噪聲主要由配氣機構激勵力和前端齒輪激勵力引起,二者相互作用、相互影響。在低轉速時,前端齒輪間的沖擊力較小,配氣機構激勵力對柴油機前端噪聲的影響容易體現出來,所以配氣單元越多,柴油機前端的聲功率級越大。而隨著曲軸轉速的升高,前端齒輪間的沖擊力越來越大,齒輪間的激勵力對柴油機前端噪聲的影響也越來越大,甚至可能掩蓋掉配氣機構對柴油機前端聲功率級的影響,所以高轉速時,不同缸配氣機構工作時,柴油機前端的聲功率級相差的較小。

這里只列舉了無配氣機構工作、1號缸配氣機構工作、第2、3、4號缸配氣機構同時工作、4缸配氣機構同時工作這四種情況下,配氣機構對柴油機前端噪聲聲功率級的影響隨發動機轉速的變化規律曲線。

2.3 配氣機構對前端噪聲貢獻度的評價方法分析

圖5為兩種試驗方法下,四個配氣單元激勵引起的柴油機前端聲功率級隨發動機轉速的變化。從圖5可以看出,無論是使用試驗方法一計算得到的W″,還是試驗方法二計算得到的W?,相同轉速下它們都比基準值要大,并且用試驗方法一計算出來的結果更加接近基準值。其中在低轉速時以這兩種試驗方法計算的前端聲功率級的差值比較小,隨著曲軸轉速的升高,二者之間的差值逐漸增大。

圖5 不同試驗方法下的前端聲功率級隨發動機轉速的變化曲線圖

由W′、W″、W?的計算公式可以看出,W″、W?都進行了4次代數計算,以試驗方法一為例說明,W″=W1+W2+W3+W4-4W0,而基準值只進行了1次運算,W′=W1234-W0。從圖4可知前端的噪聲主要由配氣機構激勵力和前端齒輪激勵力引起的,二者相互作用、相互影響。在低轉速時,配氣單元越多,柴油機前端的聲功率級越大,隨著轉速升高,不同缸的配氣機構工作時,前端聲功率級的差值逐漸減小。在低轉速時,W′就小于W″和W?,所以隨著轉速的升高,W″和W?與W′的差值越來越大。

所以由經過四次代數運算的這兩種評價方法得出的前端聲功率級比基準值大,并且隨著轉速的升高單缸評價系統與三缸評價系統之間的差值也越來越大,其中采用試驗方法一時,僅由四個配氣單元各自獨立工作時對柴油機前端噪聲貢獻度的計算結果更加接近基準值。

2.4 前端齒輪激勵力對單缸和三缸評價系統的影響

試驗中,激勵力主要來自兩處,一是配氣系統單元,二是前端齒輪系。上文已經研究了配氣系統激勵力對前端噪聲的影響,但激勵力之間可能是相互影響的,如配氣機構激勵力在傳遞到前端面的過程中可能會被齒輪系激勵力影響一部分甚至直接被覆蓋掉。所以為了能夠更加準確的說明配氣機構單元對前端噪聲的影響,需要研究前端齒輪激勵力在配氣系統激勵力對前端噪聲試驗中的影響。

試驗前拆除掉燃油泵輪、小惰輪、氣泵輪和平衡輪,圖6為不同齒輪激勵力條件下前端聲功率級隨發動機轉速的變化。從圖中可以看出拆除部分齒輪后,柴油機前端的聲功率級也隨轉速的升高而增大,但不同氣缸的配氣機構工作時,前端的聲功率級隨轉速升高的變化趨勢不一樣。當拆除部分齒輪后,2號缸配氣機構工作時,前端的聲功率級在800 r/min時降低1.49 dB(A),1 200 r/min時降低1.05 dB(A),1 600 r/min時降低2.41 dB(A);3號缸配氣機構工作時,前端的聲功率級在800 r/min時降低0.48 dB(A),1 200 r/min時降低0.79 dB(A),1 600 r/min時降低1.9 dB(A);即單缸配氣機構工作時,拆除部分齒輪后柴油機前端聲功率級都有所減小。拆除部分齒輪后,第1、2、4號缸配氣機構同時工作時,前端的聲功率級在800 r/min時增加0.83 dB(A),1 200 r/min時增加0.4 dB(A),1 600 r/min時降低0.81 dB(A);第1、3、4號缸配氣機構同時工作時,前端的聲功率級在800 r/min時增加0.75 dB(A),1 200 r/min時增加0.23 dB(A),1 600 r/min時降低1.64 dB(A);即三個氣缸的配氣機構同時工作時,拆除部分齒輪后前端的聲功率級在低轉速時增加,高轉速時減小。

(a) 2號缸配氣機構工作

原因是單個氣缸配氣機構工作時,配氣機構激勵力對前端噪聲的影響比較小,此時起主要作用的是齒輪間的激勵力。當去除部分齒輪后,齒輪激勵力減小,前端的聲功率級降低。當3個配氣機構單元同時工作時,配氣機構激勵力在整個傳遞系統激勵力中占據了相當一部分比重,對前端噪聲的影響也較大。低轉速時,齒輪間的滑動摩擦力與撞擊力較小,配氣機構激勵力容易對前端齒輪的嚙合產生影響。拆除部分齒輪后,較少的齒輪進行嚙合,齒輪間運轉的穩定性較差,所以齒輪間的沖擊力相對較大,導致拆除齒輪后前端的聲功率級變大。而隨著轉速的升高,兩齒面接觸點的相對滑動速度變大,且方向交變,所以齒輪間的沖擊力也越來越大,齒輪間的嚙合力對前端噪聲的影響也逐漸增大,到高轉速時,基本起主導作用,所以在高轉速時,未拆除齒輪時前端的聲功率級大于拆除齒輪后前端的聲功率級。

3 結論

以某農用柴油機為樣機,通過兩種試驗方法分離出單缸配氣機構單元對前端噪聲的貢獻度,通過研究得到以下結論。

1) 使用單缸系統和三缸系統這兩種評價方法計算出來的四個配氣單元激勵引起的發動機前端噪聲聲功率級都比基準值大,并且由這兩種評價方法計算出來的前端聲功率級在600 r/min時相差0.36 dB(A),轉速增加到1 700 r/min時,二者的差值增加到2.44 dB(A),其中用單缸配氣機構工作時柴油機前端的聲功率(4種情況)減去無配氣機構工作時柴油機前端的聲功率,這種試驗方法計算出來的結果更加接近基準值。

2) 齒輪系對柴油機前端噪聲的貢獻較大,減小前端齒輪激勵力后,當2號缸或3號缸配氣機構工作時,曲軸轉速從800 r/min升高至1 600 r/min時,前端的聲功率級都有所減小,并且與拆除部分齒輪前,柴油機前端聲功率級隨轉速變化的趨勢大致平行;當第1、2、4號缸或1、3、4號缸配氣機構同時工作時,柴油機前端的聲功率級在800 r/min增大,轉速升高到1 600 r/min時減小。