吳旭陵

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

0 前言

隨著汽車工業(yè)的不斷發(fā)展，汽車普及率越來越高，駕乘人員由對車輛如動力性和經(jīng)濟性等要求，轉(zhuǎn)變成對車輛噪聲—振動—平順性(NVH)等性能的更高要求［1］。發(fā)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(yīng)用于乘用車上的關(guān)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(jié)合多種方法對發(fā)動機噪聲源進行識別是解決發(fā)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(fā)現(xiàn)該車在轉(zhuǎn)速范圍1 000～3 800 r/min時的加速工況下，車內(nèi)前后排均可以明顯感受到連續(xù)的類似“咚咚咚”的敲擊聲，且隨轉(zhuǎn)速提升，該敲擊聲逐漸增強，影響整車噪聲品質(zhì)。經(jīng)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(nèi)，由發(fā)動機輻射，通過前艙傳遞到車內(nèi)。

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(zhuǎn)速范圍內(nèi)加速工況下敲擊異響問題。

圖1 敲擊異響噪聲

2 發(fā)動機測試

發(fā)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(fù)式內(nèi)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(zhǔn)確度測量要求;動力總成按照整車安裝狀態(tài)布置，使用原車懸置3點支撐，與測功設(shè)備彈性聯(lián)接;整車測試中已經(jīng)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(jié)果的影響，詳細布置狀態(tài)如圖2所示。

信號采集使用Siemens公司的SCADAS Mobile數(shù)據(jù)采集設(shè)備，根據(jù)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(zhuǎn)角信號。使用Siemens公司的Test．lab軟件對信號進行數(shù)據(jù)采集與處理，設(shè)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(fā)動機試驗狀態(tài)

發(fā)動機機油溫度上升到正常工作溫度后，采集發(fā)動機在轉(zhuǎn)速范圍1 000～3 800 r/min的全負荷速度特性信號數(shù)據(jù)。

3 數(shù)據(jù)分析與噪聲源診斷

發(fā)動機數(shù)據(jù)分析過程中常用到頻譜分析、階次分析、相關(guān)性分析和小波分析等信號處理方法來診斷發(fā)動機噪聲問題［3］。下文結(jié)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(fā)動機5個測量表面噪聲數(shù)據(jù)作250～400 Hz頻率范圍內(nèi)的帶通濾波分析，并對數(shù)據(jù)進行比較。如圖3所示，該頻段的噪聲在部分轉(zhuǎn)速附近存在峰值，聲能量主要集中在發(fā)動機前端，其次是飛輪端。考慮到飛輪端受測功設(shè)備的影響較大，故著重分析發(fā)動機前端測到的數(shù)據(jù)。

圖3 發(fā)動機測試數(shù)據(jù)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(nèi)，噪聲相對較大，并且隨轉(zhuǎn)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(jù)分析判斷，該異響與旋轉(zhuǎn)部件的旋轉(zhuǎn)運動無關(guān)，但可能與某零部件的共振有關(guān)。具體原因?qū)⒔Y(jié)合小波分析手段進行研究。

圖4 前端噪聲數(shù)據(jù)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(shù)學(xué)顯微鏡，能夠?qū)π盘栠M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(nèi)的噪聲在1 400 r/min、1 600 r/min、1 800 r/min 轉(zhuǎn)速附近有峰值，采集該3個轉(zhuǎn)速下穩(wěn)態(tài)數(shù)據(jù)信號，對采集到的數(shù)據(jù)信號進行小波分析。分析結(jié)果如圖5所示，在這三個轉(zhuǎn)速噪聲信號上，都有2個連續(xù)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(zhuǎn)速在1 800 r/min下的發(fā)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(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)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(jù)上述階次分析和小波分析，判斷該異響是由發(fā)動機某部件受到0．5階的半階次連續(xù)激勵后，產(chǎn)生以315 Hz為中心頻率的頻帶聲音響應(yīng)。要控制好發(fā)動機的噪聲品質(zhì)，就要控制好發(fā)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(fā)動機的噪聲主要是由發(fā)動機的發(fā)火階次及發(fā)火的諧次組成［5］。4缸發(fā)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(zhuǎn)振動引起，一般在2.5階或3．5階;(3)發(fā)動機各氣缸之間的燃燒狀態(tài)不一致;(4)配氣機構(gòu)的運動;(5)進、排氣門的驅(qū)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(fā)動機扭轉(zhuǎn)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(jù)測試分析，該噪聲在發(fā)動機頂面的能量占比不高，配氣機構(gòu)產(chǎn)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(guān)。采集倒拖工況下的數(shù)據(jù)，前文已經(jīng)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(chǎn)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(fā)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(nèi)有共振模態(tài)［6］。分析發(fā)動機曲軸彎曲模態(tài)，得到該發(fā)動機曲軸一階彎曲模態(tài)為328．1 Hz，在異響發(fā)生的頻帶內(nèi)。曲軸共振模態(tài)位置受到曲柄連桿機構(gòu)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(tài)，受到曲柄連桿機構(gòu)運動激勵后產(chǎn)生的異響結(jié)構(gòu)噪聲，通過傳遞路徑傳遞到機體表面，向發(fā)動機外輻射的噪聲。

4 改進方案設(shè)計

由于發(fā)動機前端在異響發(fā)生的頻段內(nèi)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(yōu)化。由于機體內(nèi)部結(jié)構(gòu)的改動比較復(fù)雜，改動成本較高，可以考慮對前端罩蓋進行優(yōu)化［7］。

對原設(shè)計罩蓋進行模態(tài)分析，得到一階模態(tài)頻率為330．7 Hz，該頻率在敲擊異響發(fā)生的抱怨頻率范圍內(nèi)，能夠傳遞和放大敲擊激勵，因此需要對正時罩蓋進行模態(tài)優(yōu)化。

根據(jù)原設(shè)計罩蓋的仿真分析，結(jié)合發(fā)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(yōu)化方式，對前端罩蓋作如圖7所示的優(yōu)化，增加8個固定安裝點。對優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)作模態(tài)分析，分析結(jié)果如圖8所示，前端罩蓋的一階模態(tài)頻率從330．7 Hz優(yōu)化到了449．9 Hz。表1為前端罩蓋優(yōu)化前后的前6階模態(tài)頻率，原始狀態(tài)下的前6階模態(tài)頻率較密集，且都在敲擊頻率的1．4倍以內(nèi)，容易傳遞并放大而引起噪聲。優(yōu)化后的罩蓋模態(tài)頻率相對較高，在噪聲發(fā)生的頻率范圍外，且分布疏散，有利于減小其頻率范圍內(nèi)的噪聲輻射。

圖7 正時罩蓋結(jié)構(gòu)優(yōu)化

圖8 正時罩蓋優(yōu)化前后的一階模態(tài)陣型

表1 正時罩蓋優(yōu)化前后的模態(tài)頻率

5 改進方案驗證

根據(jù)優(yōu)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(zhuǎn)速段的加速噪聲進行測試驗證。分析測試結(jié)果，如圖9所示，發(fā)動機在全負荷工況下，優(yōu)化后的狀態(tài)與原始狀態(tài)對比，在250～400 Hz頻率范圍內(nèi)的聲能量平均降低了3．6 dB。對測試數(shù)據(jù)做250～400 Hz頻段的濾波，對比原始狀態(tài)下該頻段的噪聲總值，如圖10所示，在1 000～3 800 r/min轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，噪聲平均降低了2．4 dB，主要引發(fā)噪聲頻率下的峰值也較原狀態(tài)顯著降低，將優(yōu)化后的樣機裝配到整車進行主觀評價，評價結(jié)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(jié)論

對發(fā)動機進行噪聲源識別試驗，采集發(fā)動機各面的噪聲信號、轉(zhuǎn)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(tài)，受到曲柄連桿機構(gòu)運動激勵后，產(chǎn)生結(jié)構(gòu)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(tài)分析，分析結(jié)果顯示前端罩蓋一階模態(tài)在抱怨頻率范圍，會放大敲擊噪聲的發(fā)生頻率。對前端罩蓋結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化，優(yōu)化后前端罩蓋模態(tài)頻率從330．7 Hz提升到449．9 Hz，并且大幅改善原始狀態(tài)下前端罩蓋模態(tài)頻率密集的問題。

對優(yōu)化后的樣件進行裝機測試，測試結(jié)果顯示，前端罩蓋優(yōu)化后，敲擊聲在250～400 Hz頻率范圍內(nèi)的聲能量平均降低了3．6 dB。在1 000～3 800 r/min轉(zhuǎn)速范圍，250～400 Hz頻段內(nèi)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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