发动机燃烧噪声和活塞拍击噪声的产生机理试验研究✳

景国玺,郝志勇,金阳,郑 旭

(浙江大学能源工程学系,浙江 杭州 310027)

引 言

发动机是汽车最主要的振动源和噪声源之一[1],要改善汽车的振动噪声特性,应先从发动机振动噪声的产生机理研究着手。根据激振力和传播途径的不同,一般将发动机噪声分为三种类型:燃烧噪声、机械噪声和空气动力学噪声。空气动力学噪声主要通过在进气和排气过程产生,直接向大气辐射,而燃烧噪声和机械噪声是通过内燃机的外表面向外辐射。国内外关于燃烧噪声和机械噪声的研究[2～9],主要基于发动机表面的振动响应利用时频分析等先进信号处理方法,再结合发动机的工作特性,进行燃烧噪声和机械噪声的分离和研究工作,但是由于结构表面响应受到发动机众多激励影响,同时与响应位置处结构局部刚度密切相关。因此结构辐射噪声研究工作首先需从燃烧噪声和活塞敲击噪声的产生机理和传递途径开始。本文将结合试验工作对燃烧噪声和活塞敲击噪声的产生机理开展相关研究。

1 发动机结构辐射噪声产生机理

内燃机结构复杂,零件众多,多数零件又是用螺栓刚性地连接在一起,它们受到冲击载荷激振时,都以各自的固有频率以振型或者独立或者相互影响地进行复杂的瞬态振动,再沿多种途径传播到内燃机结构表面。图 1给出了内燃机结构振动的传播和辐射噪声产生的机理和传递途径,这些途径主要有:①燃烧所引起的气体力,使缸盖产生振动,进而传播到气缸盖罩和进、排气歧管等零件;②作用在活塞上的燃烧气体力和惯性力使活塞产生垂向振动并沿连杆、曲轴、主轴承、曲轴箱、油底壳等零件传播;③与此同时,这些作用力又引起活塞横向敲击,激发起缸套和气缸体的振动,进而导致正时齿轮室盖、机油冷却器等零件的振动;④进排气流的压力波动激发进排气歧管及附件的表面振动。所有这些振动最终的和最有影响的后果,就是引起内燃机表面的高频振动,进而诱发出空气辐射噪声[10]。

图1 结构振动的传播和辐射噪声产生机理

为研究上的方便,通常按激振力和传播途径,将结构振动分为两类:一类是由燃烧气体力引起,主要通过活塞、连杆、曲轴、主轴承传到机体表面的振动,称为燃烧激振,由此诱发的噪声称为燃烧机械噪声;另一类是由于活塞与气缸壁之间存在有间隙,作用在活塞上的气体压力、惯性力呈周期性变化,这使得活塞对气缸壁的侧推力也呈两边反复作用的特性,活塞在一个工作循环中不断地由一侧接触,变换为与另一侧相接触,产生了活塞对于缸壁的不断敲击现象。这种周期性的敲击使缸套和机体内外表面发生振动,称为活塞敲击激振,相应产生的噪声,称为活塞敲击(机械)噪声。内表面诱发的噪声通过透射途径到达发动机外部,而外表面直接辐射噪声。另外,配气机构、喷油泵、齿轮冲击和进排气压力波动等交变力激振都要产生机械噪声。本文着重对燃烧噪声和活塞敲击噪声进行深入分析,由于二者发生时刻及频谱分布重叠在一起,要将二者分离出来或者有更深入的认识,必须在传递路径方面着手。

2 发动机结构振动传递路径试验研究

2.1 试验方法及原理

图2所示为燃烧噪声和活塞敲击噪声试验示意图,实验发动机结构主要包括活塞、曲轴、连杆、气缸体、主轴承盖和缸盖等零部件,每次试验时均严格按照装配规范进行装配。在活塞燃烧室中,布置有一个三向加速度传感器,信号线通过缸盖喷油器孔引出,同时活塞顶部有一加长杆伸出于缸盖之外,通过螺纹与活塞紧密连接在一起,这样可以在安装有缸盖的情况下模拟敲击活塞顶部。由于最大爆发压力一般发生在上止点后 10°曲轴转角,因此试验时曲轴盘至该对应位置。在缸盖、气缸体、主轴承壁、连杆大头等处布置有加速度传感器,通过用力锤敲击加长杆顶部或其他部位,即可测得敲击点至各测点处的传递函数。试验次序如表 1所示。

图2 试验测点布置及结构示意图

表1 试验方案说明

对于复杂结构,通常用传递函数(输入和输出的关系)来表示其振动特性对于初始为零的稳定、定常线性系统,传递函数可表示为[10]

式中X(k),F(k)分别为响应函数和激振函数的傅里叶变换。

传递函数也可以用下式计算

式中Sx f(k)为输入与输出函数的互功率谱密度函数,Sf f(k)为输入函数的自功率谱密度函数。

对于一定的线性系统,系统传递函数只决定于系统的固有参数:质量、刚度和阻尼,与外界条件无关,通常用传递函数来表征系统的振动响应特性。传递函数是反映系统振动难易程度的一个度量,对于相同的激振条件而言,系统响应愈强,振动愈严重。

为了评价输入与输出信号之间的因果性,即输出信号中有多少是由输入信号的激励所引起的,通常用相干函数来表示,定义如下

式中Cxf(k),Sxx(k)为输出函数的自功率谱密度函数。

2.2 试验结果分析

由于实验测点较多,且数据量较大,同时由于发动机裙部刚度较小振动较大,因此本文主要以裙部处的振动响应为主,结合其他处振动响应情况进行相关分析。

2.2.1 延长杆振动传递特性研究

试验中,为真实模拟在安装缸盖的情况下燃烧噪声的传递特性,在活塞顶部安装有一延长杆件,该杆件直接影响振动的传递特性。

图3为在敲击活塞顶部和活塞加长杆顶端时燃烧室处测点 11的幅频响应函数,图 4为相应的相干函数曲线,_为相干函数。从频响曲线可以看出,在Z方向测点 11的响应趋势和数值大小一致,同时,在两种敲击下,输入输出相干性极强。而在X方向的频响特性出现明显差异,在整体幅值上活塞顶部敲击明显高于杆端敲击时的响应,这主要是因为在杆端敲击时,沿X方向的激振力在传递路径中衰减较大所引起。

图3 测点 11的频响曲线

图4 测点 11的相干函数曲线

另外,两种不同敲击情况下,在X方向和Z方向的频响函数存在明显不同,即X方向传递函数出现明显的多峰响应,且从图4相干函数曲线可以看出,这些峰值响应与输入关系不大,出现峰值的频率主要有138,877,918,2 420和2 456 Hz,与该延长杆在一端约束情况下的固有频率数值和间隔一致,通过有限元计算所得延长杆固有频率和振型如图5所示。

试验2中测点11在X方向的频率响应中,在延长杆第三阶、第四阶固有频率处出现明显峰值,而由于低频下结构阻尼比较大,因此在第一和第二阶固有频率处相应峰值较小。而在试验1中测点11在X方向的频率响应中,在延长杆件固有频率处同样出现峰值情况,可见,传递结构的模态特性是引起结构频域峰值响应的直接原因,这一点对于研究发动机振动传递路径至关重要。

图5 连接杆件模态振型与固有频率

图6和7为在敲击活塞顶部和活塞加长杆顶端时测点8的频响曲线,从图中可以看出,X方向和Z方向频率分布特性一致,Z方向响应较X方向大。加入延长杆对测点8的频率响应在900 Hz以下频段和杆件模态频率附近有一定影响,但对整体研究工作影响不大。

图6 测点 8在X方向的频响曲线

图7 测点 8在 Z方向的频响曲线

2.2.2 气体力振动传递特性分析

文献 [10]表明,燃烧产生的冲击能量大部分是通过活塞-连杆-曲轴机构传到机体表面,引起表面振动,从而诱发的噪声称为燃烧噪声。通过试验1得到了在单位气体力作用于活塞顶部时所引起连杆、主轴承座及机体裙部的振动响应曲线,结果如图 8和图 9所示。

图8 测点 8,9,10在 X方向的频响曲线

图9 测点 8,9,10在 Z方向的频响曲线

从图中可以看出,传递路径变长时,整体响应呈减小趋势,但在结构模态处呈局部放大趋势。由于内部传力零件众多,各部件连接处接触刚度小且阻尼大,气体力传递时能量在整个频段得到了极大的衰减。连杆大头测点在1 600 Hz左右很宽的频段内频率响应突出。测点8与测点9在低频段频响变化趋势基本一致,但X方向在 2 000 Hz以上频段裙部响应得到大幅度衰减。由此可见,连杆部件和主轴承壁的固有特性对气体激振能量传递影响较大。

发动机实际工作过程中,由于各运动副存在一定间隙,在气体力和惯性力共同的作用下,该振动系统不再是单纯的单输入线性定常系统,但无论振动传递多么复杂,单个传力部件仍可看作是线性定常系统,各个传力部件通过非线性连接副相连。因此,单个零部件的固有特性仍是决定气体力传递的主导因素,通过改变它们的固有特性可有效控制气体力的传递特性。

2.2.3 不同途径引起的裙部振动响应分析

前文谈到结构振动主要有 4条传递途径,其中前 3条传播途径与燃烧噪声和活塞敲击噪声密切相关。本文通过试验3、试验4和试验6分别对这3条途径的振动传递频率特性进行了分析研究。

图10和 11所示为前 3条结构振动传递途径上所引起的频率响应曲线。从图中可以看出,各试验下测点8在X方向的响应和Y方向的响应在整体趋势上基本一致,但局部有所不同。

试验4和试验 6为单位激励沿途径一和途径三所引起裙部的频率响应,途径一和途径三对 1 700 Hz左右频段和 2 100 Hz以上频段的频率响应影响较大,其中,在整个频段途径三所引起的振动响应整体趋势高于途径一所引起的响应。试验 3说明单位气体力作用与活塞顶部所引起机体裙部测点的振动大小。可见,由途径二所引起的频率响应主要发生在800 Hz以上频段,频谱呈宽幅凸峰特性。在试验4和试验 6中敲击缸套和缸盖时,可看作单输入线性系统,由于该系统结构阻尼比较小,因此高频下频响相对试验 3较大,同时在模态效应作用下频响曲线出现很多峰值。

图10 测点8在X方向的频响曲线

图11 测点 8在 Z方向的频响曲线

由此可见,对缸盖、活塞顶部和缸孔处在单位激励力作用下,引起的振动响应也不同,在2 000 Hz以下频段,除局部频率处外由途径二所引起的振动响应较大,而在 2 000 Hz以上频段由途径一和途径三所引起的振动响应较大。

3 结构振动影响因素与控制

上述传递函数试验所反映的是发动机结构振动传递系统的固有特性,表示在单位激振力作用下系统的响应情况。而发动机工作中结构振动响应的大小不仅与结构的固有特性有关,还与激励力的频谱特性有关。

从上述对气体力传递函数的分析可知,原则上应从以下几个方面来降低发动机的燃烧噪声:一是从根源上改变气体力频谱曲线,降低中高频频率成分的幅值;二是从传播途径上,增加发动机结构对燃烧噪声的衰减,可通过提高缸体刚度增大阻尼或采取隔声措施的方法;另外,在传播途径上需要控制各连接副之间的间隙,增加油膜厚度,避免在运动过程中产生更大的冲击。

降低活塞敲击噪声除从传播途径上降低结构对输入的衰减能力(如提高刚度和增大阻尼)之外,还需要关注活塞组的设计。通过增大活塞裙部刚度、减小活塞重量、设计合理的活塞型线和配缸间隙、或采取其他措施,降低活塞对缸套的敲击力是降低活塞敲击噪声的关键。

4 结 论

本文详细阐述了发动机振动噪声的产生机理,指出了发动机振动传递的基本途径,并开展了传递函数试验研究。结论如下:

(1)通过加入加长杆可获得在安装缸盖情况下,沿活塞、连杆、主轴承壁传递的振动响应情况。对比发现,加长杆的模态固有特性对该途径振动传递特性的影响较大,对其他途径引起的振动响应也有一定影响,这也从侧面说明发动机振动传播途径中结构的固有特性对结构振动响应有着重要的影响。

(2)由燃烧气体力所引起结构表面的响应主要通过内部传力部件传递,在传递路径中,连杆部件和主轴承壁的固有特性对气体激振能量传递影响较大。

(3)在发动机振动传递的 3条主要途径中,沿着缸盖和缸孔传递的振动响应主要发生在2 000 Hz以上频段,频谱成尖峰特性,结构模态效应突出。而沿着内部传力部件传递的振动响应频谱呈宽幅凸峰特性。

(4)通过传递路径实验说明了发动机燃烧噪声和活塞敲击噪声的产生机理,为改进设计提供了参考。

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