劉瑞駿 ,郝志勇,鄭　旭,蘇　航,蔣洪峰

(1. 浙江大學 能源工程學院,浙江 杭州 310027； 2. 浙江吉利動力總成研究院,浙江 寧波 315336)

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自適應廣義S變換汽油機怠速振動分析

劉瑞駿1,郝志勇1,鄭旭1,蘇航2,蔣洪峰2

(1. 浙江大學 能源工程學院,浙江 杭州 310027； 2. 浙江吉利動力總成研究院,浙江 寧波 315336)

摘要:為了獲得某汽油機怠速時的振動特性,以便進行有針對性的NVH(振動、噪聲、平順性)改進優(yōu)化,采用自適應廣義S變換對發(fā)動機振動信號進行時頻分析.與S變換結果的對比表明,自適應廣義S變換具有更合適的時頻分辨率.對某直列四缸汽油機進行怠速工況振動測試,并調整氣門間隙及發(fā)動機熱負荷.時頻分布的對比表明,冷啟動時主要振動源為配氣機構及活塞敲擊.冷機時,進、排氣門落座激勵頻率分別為500～2 100 Hz及800～2 200 Hz,活塞敲擊激勵頻率為400～6 000 Hz.當熱負荷增大后,發(fā)動機整體振幅銳減,噴油器激勵凸顯,燃燒激勵始終微弱.熱機時,進排氣門落座激勵頻率分別為2 200～5 800 Hz及3 800～6 000 Hz,活塞敲擊激勵頻率為2 500～3 000 Hz以及4 500～5 000 Hz,噴油器激勵頻率為3 800～5 700 Hz.結果表明,不同熱負荷狀態(tài)下振動的頻率特性區(qū)別較大,熱機時低頻成分減少.

關鍵詞：自適應廣義S變換；汽油機；怠速振動；熱負荷；頻率特性

怠速狀態(tài)是發(fā)動機的一個主要運轉工況,車輛在城市交通中時常會處在怠速工況[1].當?shù)∷龠\轉時,發(fā)動機幾乎是僅有的噪聲源[2]，因此無論在商用車還是乘用車上,怠速噪聲都是發(fā)動機重要的評價指標之一[3].降低發(fā)動機的怠速噪聲同時也是社會的需求[4].振動與噪聲具有緊密的聯(lián)系,從振動的角度入手研究怠速噪聲將更快捷、準確.

Miura等[4]對一臺直列四缸柴油機進行了測試并發(fā)現(xiàn),怠速噪聲的主要來源是正時配氣機構、活塞連桿、燃油系統(tǒng)及缸內燃燒.Watanabe等[2]對某缸內直噴汽油機的高壓油軌進行改進后使得發(fā)動機怠速噪聲得到明顯下降.Pollack等[5]認為內燃機的機械噪聲具有寬頻帶特性并主要處在2 000～4 000Hz,而與其聯(lián)系最密切的是配氣機構和曲軸系統(tǒng).Badawi等[6]分離了一臺四沖程柴油機的噪聲信號并確認了多種噪聲所處的頻段,其中氣門落座為3 400～3 700Hz,活塞敲擊噪聲為 3 200～3 400Hz；Fabi等[7]通過對振動測試數(shù)據(jù)進行分析后發(fā)現(xiàn),發(fā)動機機體的橫向振動隨著活塞配缸間隙的增大有明顯增大的趨勢,表明活塞敲擊在發(fā)動機NVH中占有重要地位.然而,以上研究均沒有涉及到汽油機怠速運轉時冷、熱機狀態(tài)下主要機械激勵的頻率特征.

在內燃機振聲信號分析領域,金陽[8]利用短時傅里葉變換(short-timeFouriertransform,STFT)對柴油機全負荷與倒拖工況的表面振動信號進行分析,確定了缸蓋罩、油底殼、缸蓋與缸體以及排氣系統(tǒng)產(chǎn)生的對應振動所處的頻帶.郝志勇等[9]采用連續(xù)小波變換(continuouswavelettransform,CWT)對某內燃機的輻射噪聲進行了時頻分析,識別了主要噪聲源.Li等[10]提出了一種廣義S變換(generalizedStransform,GST)和非負張量分解法相結合的方法并應用于內燃機故障診斷.鄭旭[11]在S變換(Stransform,ST)的基礎上將其廣義化,并結合Sejdic等[12-13]提出的基于能量集中程度度量法的自適應窗寬ST理論,提出了自適應廣義S變換(adaptivegeneralizedStransform,AGST),通過仿真對比發(fā)現(xiàn)STFT及CWT、ST高頻段的頻率分辨率均較低,并存在頻率混疊現(xiàn)象,而AGST能夠有效地彌補這些缺陷,并將其應用于內燃機機械噪聲與燃燒噪聲的識別與分離.

本文基于AGST對某2.4L汽油機怠速運轉時的主要振動激勵源進行識別與分析.通過比較不同氣門間隙以及熱負荷的振動時頻圖,確定不同狀態(tài)下氣門落座激勵與活塞敲擊激勵分別所處的頻段.該發(fā)動機為直列四缸四沖程、自然吸氣式水冷汽油機,采用雙頂置凸輪軸及進氣道噴射,氣門由頂置凸輪軸直驅,燃油噴射及點火由電子控制,怠速轉速為750±50r/min,發(fā)火順序為1-3-4-2.

1自適應廣義S變換基本理論

1.1廣義S變換

對于一個平方可積信號x(t),其S變換[14]為

(1)

式中：t為時間，f為頻率,w(t,f)為高斯窗函數(shù)：

(2)

式中：σ(f)為標準差：

(3)

這就決定了ST的窗寬隨頻率的增大而減小,故而在低頻具有較高的頻率分辨率,在高頻具有較高的時間分辨率.

引入調整參數(shù)m對σ(f)稍作改進：

(4)

此時通過調整m的大小就可以改變窗寬,進而改善時頻分辨率.m的取值范圍為(0.6,1.0],m過小則窗寬過大,時間分辨率較差；m大于1.0時窗寬太小,僅適用于瞬態(tài)脈沖信號的分析.

由此,GST可以定義為

GST(t,f,m)=

(5)

1.2局部最優(yōu)時頻分辨率理論

局部最優(yōu)時頻分辨率[11]是為GST確定隨頻率(時間)變化的局部能量最集中的m值,使得每個頻率(時間)局部的能量都最為集中.計算步驟如下.

1)通過式(1)～(5)計算GST,其中m=0.60,0.61,0.62,…,0.98,0.99,1.00；

2)對GST結果進行處理以保證其頻域特性：

(6)

式中：W(m,f)為某個m值下的高斯窗函數(shù)w(t,f,m)的傅里葉變換結果.

3)對一個給定的頻率f計算能量集中程度,其度量值CM為

(7)

式中：n∈[4,10],以確保不同m值得到的時頻分布能量具有較大差異,便于比較.

4)通過取CM的最小值來確定該頻率f下的最佳m值：

(8)

5)此時,AGST可以表示為

AGSTx(t,f)=GSTx(t,f,mopt(f)).

(9)

AGST的無損可逆特性和離散形式在文獻[11]中已有明確闡述,此處不再贅述.

2汽油機怠速振動測試

試驗時,發(fā)動機采用三點懸置固定于測試臺架上,如圖1所示.運轉狀態(tài)為脫軸怠速,轉速為750r/min.試驗時使用HEADDIC24信號采集器和Dytran振動加速度傳感器.振動加速度信號采樣頻率為12kHz,分析頻率為6kHz.將曲軸位置傳感器的電壓信號引出同時進行監(jiān)測記錄,用以讀取活塞上止點時刻.振動測點布置在缸蓋進氣側(主推力側),軸向位置盡可能對應各缸中心,如圖2所示.由于與噴油器干涉且發(fā)動機布局緊湊,傳感器布置時稍有偏離,與預期效果有一定差別.尤其是第四缸測點位置靠近后端剛度較大處,導致其后續(xù)測試結果偏小,但對整體分析影響并不大.圖2中,虛線代表氣缸中心線,同時也是噴油器所處位置,方框表示振動傳感器位置.

圖1　被測發(fā)動機臺架布置狀態(tài)Fig.1　Bench setup of tested engine

圖2　振動測點布置Fig.2　Arrangement of vibration measurement points

試驗主要分3步：1)在較大的氣門間隙及冷機啟動狀態(tài)下進行測試,冷卻水溫度為18.9 ℃；2)減小氣門間隙,同樣在冷機怠速時測試,冷卻水溫度為20.6 ℃；3)在前一步測試的基礎上令發(fā)動機運轉一段時間后達到熱機狀態(tài),再次測試,冷卻水溫度57.3 ℃.需要說明的是,前兩步測試中,冷機啟動初期發(fā)動機轉速較高(1 000r/min左右),須待其穩(wěn)定在750r/min附近并同時確保冷卻水溫度較低后進行測試.氣門間隙的調節(jié)通過更換氣門頂筒實現(xiàn),如圖3和4所示.每一個氣門頂筒都有各自確定的厚度,更換較厚的氣門頂筒可以起到減小氣門間隙的效果.更換頂筒前、后的各氣門間隙如表1所示.其中d1為更換前的氣門間隙,d2為更換后間隙,氣門編號1～8沿前端指向后端方向.

圖3　缸蓋內部構造俯瞰圖Fig.3　Aerial view of internal structure in cylinder head

圖4　氣門頂筒Fig.4　Picture of valve lifters

Tab.1Enginevalveclearancesvaluebeforeandafterreplacementmm

氣門編號d1d2氣門編號d1d21234進氣門0.290.21排氣門0.330.27進氣門0.280.21排氣門0.330.26進氣門0.290.23排氣門0.380.26進氣門0.280.21排氣門0.340.265678進氣門0.270.21排氣門0.340.26進氣門0.280.21排氣門0.330.26進氣門0.280.23排氣門0.330.27進氣門0.280.22排氣門0.330.27

試驗的主要目的為識別與分析氣門落座激勵、活塞敲擊激勵、噴油器激勵以及燃燒激勵的時頻特性,分析手段為AGST.

3AGST處理結果與比較

圖5　某段振動信號的時頻分析圖Fig.5　Time-frequency analysis of vibration signal section

圖5中a、b分別為某段實測振動信號經(jīng)ST和AGST處理得到的時頻圖,圖中θ為曲軸轉角,比例尺表示加速度a.可以明顯地看到,經(jīng)過ST處理的時頻圖在時域上具有較高的分辨率,而在頻域上的分辨率隨著頻率的升高急劇惡化.AGST克服了這一缺點,即使在高頻段依然有令人滿意的頻率分辨率,更適用于內燃機振動信號的處理.

4怠速運轉時主要振動激勵分析

圖6～8為經(jīng)AGST處理后,不同測試工況中各測點的振動時頻圖,0°CA對應第一缸壓縮上止點.其中每一幅圖均對應發(fā)動機一個工作循環(huán),比例尺幅值統(tǒng)一為0～0.3g.氣門開閉與噴油時刻如表2所示,氣門疊開角為25°CA.

圖6　大氣門間隙、冷機狀態(tài)各測點振動時頻圖Fig.6　Time-frequency analysis of each vibration signal of cold engine with large valve clearances

圖7　小氣門間隙、冷機狀態(tài)各測點振動時頻圖Fig.7　Time-frequency analysis of each vibration signal of cold engine with small valve clearances

圖8　小氣門間隙、熱機狀態(tài)各測點振動時頻圖Fig.8　Time-frequency analyses of each vibration signal of warm engine with small valve clearances

正時對應曲軸轉角進氣門打開-1.5°BTDC進氣門關閉95.0°ABDC排氣門打開58.0°BBDC排氣門關閉26.5°ATDC噴油78.0°BTDC點火提前角6.0°CA

根據(jù)前文所述,第四缸傳感器布置的位置不理想,從冷機狀態(tài)的時頻圖中也能發(fā)現(xiàn)其幅值較小于其余3個測點,故暫不討論該測點在冷機狀態(tài)下的信息.

4.1冷機狀態(tài)

4.1.1配氣機構激勵調節(jié)氣門間隙會使氣門激勵產(chǎn)生較大的變化,而對其他激勵源幾乎沒有影響.當氣門間隙減小時,凸輪與頂筒的接觸狀態(tài)發(fā)生改變,氣門打開與關閉時的沖擊將減小,激勵也就隨之降低.對比圖6與圖7,前3缸測試結果的區(qū)別主要體現(xiàn)在第三缸測點：

1)205°CA左右,頻率范圍約為500～2 100Hz,此時對應第二缸排氣門關閉時刻；

2)450°CA左右,頻率范圍約為800～2 200Hz,此時對應第二缸進氣門關閉時刻；

3)630°CA左右,頻率范圍約為1 000～1 800Hz,此時對應第一缸進氣門關閉時刻.

氣門間隙減小后這3處沖擊均得到明顯的抑制,因此,可以肯定激勵源為氣門開閉.進一步又可以確定,當發(fā)動機處于冷機狀態(tài)時,排氣門關閉產(chǎn)生的激勵所處頻段為500～2 100Hz,而進氣門落座激勵約為800～2 200Hz.

4.1.2活塞敲擊激勵除去上述所明確的氣門落座激勵,減小氣門間隙后某些突出的振動激勵并沒有發(fā)生顯著變化,具體表現(xiàn)為上、下止點前30°CA～40°CA處400～6 000Hz的寬頻振動.這與氣門開閉時刻、噴油時刻、點火相位及燃燒階段均不吻合,因此該激勵很有可能是活塞敲擊激勵.圖7與8的對比結果直觀地驗證了這一點.

當發(fā)動機熱負荷升高時,活塞、缸套發(fā)生膨脹,配缸間隙減小,活塞敲擊激勵通常呈減小的趨勢[15],這與圖中所示情況非常吻合.當發(fā)動機熱負荷增大,處于熱機狀態(tài)后,這些振動幅值明顯減小.一方面,發(fā)動機的溫度升高不會使得噴油、燃燒發(fā)生較大的變化;另一方面,活塞在運動過程中由于其自身的二階運動[16],通常會發(fā)生來回擺動、敲擊,這與圖6和7所示非常契合.寬頻振動在很小的曲軸轉角范圍內連續(xù)發(fā)生了2次,而這是其他振動激勵所無法完成的.故而可以斷定,當該發(fā)動機處于冷機怠速時,活塞敲擊激勵所處頻段約為400～6 000Hz.考慮到6 000Hz以上已超出發(fā)動機振動噪聲的主要研究頻率,因此不再對更高的頻域展開研究.

值得一提的是,縱向比較振動幅值的大小發(fā)現(xiàn),180°CA和360°CA前的激勵主要體現(xiàn)在第三缸測點處,第二缸其次,第一缸最小,故可進一步推斷這兩處由第三缸的活塞敲擊引起(當然,由于測點布置的原因,也有可能是第四缸).同理可以推斷,540°CA和720°CA前的激勵由第二缸活塞敲擊引起.

4.1.3噴油器激勵及燃燒激勵當發(fā)動機在運轉時,電子噴油器的激勵對發(fā)動機NVH(振動、噪聲、平順性)的影響是非常大的,怠速工況尤為嚴重.當噴油器工作時,內部的針閥落座沖擊對于缸體表面的振動以及輻射噪聲均有貢獻[17].測試時噴油相位為78°BTDC,其振動激勵應當對應的時刻為102°CA、282°CA、462°CA、642°CA,這從圖6中冷機狀態(tài)下的時頻圖里可以隱約看到一些,但并不明顯.一方面,噴油器采用了橡膠隔振墊,起到了較好的隔振效果；另一方面,由于氣門落座與活塞敲擊產(chǎn)生了較大的振動,在冷機狀態(tài)下噴油器激勵便無法凸顯出來.

燃燒是一個復雜的過程,汽油機的燃燒經(jīng)歷著火階段、急燃期以及后燃期[18].從著火到完全燃燒,時間軸上對應的曲軸轉角范圍約為6°BTDC～15°ATDC,從冷機狀態(tài)的時頻圖中幾乎無法體現(xiàn).這其中有幾點原因：1)測試工況為怠速,此時的噴油量很小,缸內壓力峰值較??；2)相比柴油機,汽油機的燃燒是一個柔和的過程,缸內壓力主要集中于低頻段[19].燃燒激勵直接作用于發(fā)動機上,而發(fā)動機剛度較大,因此對這樣的振動并不敏感,測試時也就不容易在發(fā)動機表面直接獲得燃燒激勵的成分；3)機械激勵較大,對燃燒激勵起到了一定的掩蓋效果.

為此,設計第三步熱機試驗,目的是：

1)確認活塞敲擊激勵；2)減小主要機械激勵的影響,盡可能確認噴油與燃燒激勵的頻率特性；3)研究配氣機構及活塞敲擊激勵在冷、熱機怠速時的頻率特性差別.

4.2熱機狀態(tài)

將圖8的比例尺幅值調整到合適的大小,就能體現(xiàn)出熱機怠速狀態(tài)下各類振動激勵的時頻特性,如圖9所示.就整體而言,絕大部分顯著振動成分均處在2 000Hz以上,低頻成分極少.另外,由于熱負荷增大后整體振幅銳減,第四缸測點與其他3個位置測點的振幅處于同一量級,該測點信息此時可以用于分析.

圖9　熱機怠速狀態(tài)各測點振動信號的時頻分布Fig.9　Time-frequency analysis of measured vibration signals at hot idling

4.2.1配氣機構激勵依據(jù)氣門正時,圖9用虛線在每一缸振動時頻圖中標記了對應的氣門開、閉時刻.標記文字中第一個符號代表氣缸編號,第二個代表進氣(I)或排氣(E),第三個符號表示打開(O)或關閉(C).由此可以快速讀取到測試中振動較大的配氣激勵：

1)1IO：第一缸進氣門打開,4 500～5 800Hz；

2)1IC：第一缸進氣門關閉,4 500～5 000Hz；

3)2IO：第二缸進氣門打開,2 200～5 800Hz；

4)2IC：第二缸進氣門關閉,4 000～5 500Hz；

5)3IC：第三缸進氣門關閉,3 800～4 000Hz及4 300～6 000Hz；

6)3IO：第三缸進氣門打開,2 300～5 800Hz；

7)4IC：第四缸進氣門關閉,5 000～5 800Hz.

由此可以大致歸類整理得到：當熱機怠速時,進氣側測得的氣門激勵主要來源于進氣門開、閉時產(chǎn)生的沖擊,進氣門打開的頻率范圍約2 200～5 800Hz,而進氣門關閉產(chǎn)生的振動主要分布于3 800～6 000Hz.這與冷機怠速時的結論完全不同,頻率有明顯的上升.

4.2.2活塞敲擊激勵當活塞運動到壓縮上止點后,受較大的缸內壓力及其自身二階運動的影響,通?；钊麜筛蓖屏扰南蛑魍屏?產(chǎn)生較大的沖擊,這是許多試驗及仿真資料中已有定論的結果[15, 19],此處不再詳述.圖9中,根據(jù)1-3-4-2的發(fā)火順序,第二、三缸在對應的壓縮上止點(540°CA及180°CA)附近出現(xiàn)了明顯的沖擊振動,第四缸測點在對應氣缸的壓縮上止點(360°CA)處也可以觀察到.綜合起來,其頻率范圍為2 500～3 000Hz以及4 500～5 500Hz.盡管燃燒發(fā)生的時刻與此相近,但根據(jù)前文所述,汽油機的燃燒激勵通常集中于低頻,且持續(xù)時間長于沖擊激勵,可以排除.因此,對于熱機怠速狀態(tài)的活塞敲擊激勵,其頻率分布也與冷機狀態(tài)不盡相同,原先的低頻成分幾乎消失.

4.2.3噴油器激勵及燃燒激勵當噴油正時為78°BTDC,如圖9中實線所示.可見,減小了主要機械激勵后,熱機狀態(tài)下噴油激勵的影響逐漸顯現(xiàn),噴油激勵所處頻段為3 800～5 700Hz.

盡管機械激勵引起的振動已明顯減小,但燃燒激勵的成分依然無法在圖9中體現(xiàn)出來,在壓縮上止點附近并沒有發(fā)現(xiàn)與其特性相仿的振動信息.可見,燃燒激勵在怠速工況下的貢獻量是非常小的.

5結論

(1)與ST處理的時頻圖對比表明,AGST在處理內燃機振動信號方面具有更合適的時頻分辨率,更適合于內燃機NVH測試數(shù)據(jù)的分析.

(2)噴油器與燃燒激勵對冷機怠速振動的貢獻較小.當發(fā)動機處于冷機狀態(tài)時,排氣門關閉激勵所處頻段為500～2 100Hz,而進氣門落座約為800～2 200Hz；活塞敲擊處在400～6 000Hz這一寬頻段.這也就說明通常所說氣門激勵與活塞敲擊激勵處在中高頻的描述是適用于冷機怠速狀態(tài)的.

(3)熱機怠速時的各缸振動時頻分布總體表明,發(fā)動機熱負荷升高時的主要振動頻率在2 000Hz以上.與冷機相比,熱機時的低頻振動明顯減弱.進氣門開閉、活塞敲擊及噴油器激勵對應的頻率特征如下：進氣門打開的頻率范圍約2 200～5 800Hz,而進氣門關閉對應的頻段為3 800～6 000Hz；活塞敲擊激勵所處頻段為2 500～3 000Hz以及4 500～5 000Hz；噴油器激勵的頻率范圍為3 800～5 700Hz.

(4)對比冷、熱機狀態(tài)下的配氣及活塞敲擊激勵發(fā)現(xiàn),當發(fā)動機溫度升高后,由于配合間隙的改變,所產(chǎn)生的振動幅值出現(xiàn)銳減.同時，其頻率特征發(fā)生了較為明顯的變化,冷機時含有的低頻成分幾乎消失.可見,這2種機械激勵的頻率特性不能簡單地一言以蔽之,發(fā)動機熱負荷對其產(chǎn)生的影響不可忽視.

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DOI:10.3785/j.issn.1008-973X.2016.03.009

收稿日期：2015-03-13.

作者簡介：劉瑞駿(1990-)，男，博士生，從事汽車與發(fā)動機NVH控制研究. ORCID: 0000-0003-2496-2629. E-mail: beefman@zju.edu.cn 通信聯(lián)系人：郝志勇，男，教授，博士生導師. ORCID: 0000-0002-9907-8734.E-mail：haozy@zju.edu.cn

中圖分類號：TK 417

文獻標志碼：A

文章編號：1008-973X(2016)03-08-0460

InvestigationofidlingvibrationcharacteristicsofgasolineenginebasedonadaptivegeneralizedStransform

LIURui-jun1,HAOZhi-yong1,ZHENGXu1,SUHang2,JIANGHong-feng2

(1. College of Energy Engineering, Zhejiang University, Hangzhou 310027, China; 2. Zhejiang Geely Powertrain Research Institute, Ningbo 315336, China)

Abstract:A time-frequency analysis of the vibration signals was processed by adaptive generalized S transform (AGST) in order to obtain the idling vibration characteristics of a gasoline engine which will be helpful in the targeted NVH optimization. The AGST was proved to own more suitable time-frequency resolution, compared with S transform. A vibration measurement was conducted at idling for a four-cylinder inline gasoline engine and the valve clearances and the thermal load were adjusted during the experiment. Through the time-frequency distribution, the valve mechanism and the piston slap were demonstrated as dominated vibration sources at cold start. At cold idling, the frequencies of these excitations are respectively in the range of 500～2 100 Hz (inlet valve seating), 800～2 200 Hz (exhaust valve seating) and 400～6 000 Hz (piston slap). The overall amplitude slashed and the fuel injector excitation appeared along with the increase of the thermal load while the combustion signal was faint throughout. At hot idling, excitation frequencies respectively change to 2 200～5 800 Hz (inlet valve seating), 3 800～6 000 Hz (exhaust valve seating), 2 500～3 000 Hz and 4 500～5 000 Hz (piston slap). The major variation of vibration characteristics in frequency domain mainly manifest as an obvious decrease in the low frequency band at higher thermal load．

Key words:adaptive generalized S transform; gasoline engine; idling vibration; thermal load; frequency characteristic