汽油机燃烧噪声导致的整车异响研究

刘瑞骏，郝志勇，闫永佳，马俊达，郑 旭，罗 乐

(1.浙江大学能源工程学院，杭州 310027； 2.华晨汽车工程研究院，沈阳 110141)

2016196

汽油机燃烧噪声导致的整车异响研究

刘瑞骏1，郝志勇1，闫永佳2，马俊达2，郑 旭1，罗 乐1

(1.浙江大学能源工程学院，杭州 310027； 2.华晨汽车工程研究院，沈阳 110141)

本文中针对搭载1.5L自然吸气汽油机的某SUV在加速过程中急收油门出现异响的问题进行了排查与诊断。首先利用动力总成台架试验重现了异响，排除了车身作为噪声源的怀疑；随后在整车转鼓台架上进行了发动机声强和其他NVH测试，通过对机舱内异响信号进行滤波和音频回放，确认异响所处频段为6～8kHz，并通过发动机各个端面的声强试验确认异响为扩散声源，符合燃烧噪声特性；然后对缸压和振动与噪声信号进行自适应广义S变换，结果表明，缸压同时存在6～8kHz异常激励，且在时域上与异响完全吻合；为进一步确认噪声源，对收油时刻的ECU点火提前角map图进行调整，使点火时刻变化幅度减小，缸压平稳下降，主观判断的异响已经消失，同时时频图中6～8kHz缸压激励明显减弱；最后通过对缸压-曲轴转角曲线进行放大发现，6～8kHz缸压激励出现的时刻与上止点后带快速波动的第2个峰对应，可能由轻微爆震引起。

整车异响;燃烧噪声;时频分析;缸压

前言

异响问题一直是发动机厂和整车厂非常关注的NVH问题之一[1]，尤其是近年来发动机和整车控制NVH的水平日益提高，车辆的本底噪声逐渐降低，在这样的环境中，异常的噪声就显得格外突出，从而影响到汽车的乘坐舒适性。

汽车的噪声通常分为3大类[2]：动力总成噪声、路面噪声和风激励噪声。而根据汽车行驶的工况不同，各种噪声所占的比重也不相同。在实际路面测试车辆各方面性能时，有几种常见的工况，如全油门加速(wide-open throttle, WOT)、部分油门加速(partially-open throttle, POT)、急加油门(tip-in)以及急收油门(tip-out)等。汽车行驶过程中的异响种类繁多，而大多数的异响源都出现在动力总成上，最常见的有活塞敲缸声、变速器啸叫声、齿轮敲击声和涡轮增压器泄气声等。

柴油机在燃烧噪声方面的研究开展得较早，如文献[3]～文献[12]中均对柴油机燃烧噪声的产生机理和影响因素进行了研究。文献[13]中对某直喷柴油机缸内压力进行傅里叶变换发现柴油机在5 500Hz以内的缸内压力较大，并利用自适应广义S变换(adaptive generalized S transform, AGST)对其燃烧噪声进行识别，发现燃烧噪声主要处在4 500Hz以内的频段。而对汽油机燃烧噪声的研究则起步较晚。文献[14]中对某增压直喷汽油机的缸内压力进行频域分析，表明其缸内压力在1 000Hz以内较高，并随频率增加迅速下降，而在1 000Hz以上波动降低。

本文中的研究对象是某自然吸气汽油机SUV，此车在高转速tip-out工况中出现了车内人耳可辨的异响声，声音特征类似“蛐蛐叫”。为了找到异响的根源，经过一系列的测试及对比分析，最终确认异响源于6～8kHz的燃烧噪声。

1 异响分类及排查

图1为排查车辆异响的一般过程。值得一提的是，异响的排查工作不同于普通的振动噪声测试，主观判断非常重要，且与客观测试密不可分。结合主观判断和客观测试，可以大幅缩小排查范围。

图1 异响排查过程

为区分异响来源是动力总成还是其他部件，首先将动力总成置于动力总成台架进行主观测试。由于实际道路行驶工况中，发动机负荷波动较快且幅度较大，一般的发动机台架无法满足测试要求。而在动力总成台架上，动力总成通过两根半轴与台架测功机相连，外接油门踏板后可模拟实际道路工况。通过主观判断确认，异响声在动力总成台架上可以准确重现，因此异响源的范围缩小到动力总成。

为了更好地重现出现异响时的道路行驶工况，将车辆置于半消声转鼓台架进行测试。打开机舱盖后，tip-in/tip-out工况时可在机舱前准确重现异响噪声。

图2 排气侧声压级和对应发动机转速变化

首先在机舱内布置了传声器和振动加速度传感器。噪声测点位置为发动机前端、后端和排气侧，振动测点位置为正时链罩、缸盖罩和第2、第3缸中间排气侧。进气以消声器引出，消除进气噪声的影响。使用数据采集设备HEAD DIC24。对声压信号进行短时傅里叶变换(short-time Fourier transform, STFT)处理，窗宽取0.01s以保证时间分辨率，排气侧噪声的处理结果和对应的发动机转速变化如图2所示。

从图2中可以看到，当发动机从高于3 850r/min的转速突然降低时，声压级在6～8kHz频带(方框标注)内出现了异常。通常情况，当收油门时，发动机转速快速降低，噪声一般呈下降趋势，如其他频段一样，但6～8kHz频段内的噪声却不降反升，在短暂的“冲击”后逐渐减小。对这一段噪声数据采取6～8kHz带阻滤波处理后，音频回放发现异响噪声明显被消除，因此可以确认，这一频段内的异常信号正是对应异响噪声。另外，对比其他两个噪声数据，其变化规律与图2完全一致。

3 声强法测试与分析

对于动力总成异响，可以分为局部振动式的噪声和整体扩散式的噪声。前者通常由结构的局部共振引起，后者多由燃烧引起。因此，区分异响源的类型对于排查工作至关重要。

尽管在机舱内的不同位置都测到了异响噪声，但由于舱内空间较大，容易形成混响，因此尚不能认定此异响源的类型。因此，此时采用声强法进行判断，使用设备为Brüel & Kjr 3599型声强探头、4197型传声器和3560C型数据采集前端。

双传声器p-p法[15]是测量声强的一般方法，将其测得的信号由时域转换到频域，取其互谱的虚部即可得到声强。声强具有明确的指向性，在干扰较大的声场中依然有很好的噪声源识别效果。将声强探头对准发动机前端、后端、排气侧、顶面、进气侧和油底壳底面进行tip-in/tip-out工况下的近场测试，结果显示，各个端面均明显测到了6～8kHz的异常声强信号。图3为发动机排气侧近场声强图。

图3 发动机排气侧近场声强测试结果

至此，可以判断，异响来源于发动机的各个表面，因此，异响极有可能来源于燃烧，即燃烧噪声。

4 燃烧激励测试及AGST分析

燃烧噪声是内燃机的缸内压力通过缸盖、缸套和曲柄连杆机构，激励内燃机整体结构振动并从表面辐射出来的噪声。燃烧噪声的产生途径一般分为动力载荷激励和高频振荡激励。

燃烧噪声的源头为缸内压力，故进行排查测试时，同时测量缸压，如图4所示。将缸压信号通过放大器后接入数据采集前端同时采集，以保证缸压、振动和噪声信号的同步。另外，为了后续分析可参考发动机曲轴的瞬时位置，将曲轴位置信号同时接入采集前端。图5为收油门时刻前后发动机各缸缸内压力时域上的变化，缸压以原始信号即电压的形式表示。可见，在急收油门瞬间，缸内压力急剧下降，油门完全收掉后，缸内压力缓慢降低。

图4 缸压传感器布置

图5 收油门前后各缸缸内压力变化

由于异响声主要出现在收油门瞬间，截取收油门瞬间前后一小段时间内(图5虚线框表示)的缸压、振动和噪声信号，并使用AGST的处理方法[16]在MATLAB中进行时频处理。

对一个平方可积的信号x(t)，其S变换为

(1)

式中：t为时间；f为频率；w(t,f)为高斯窗函数。其标准差为

(2)

引入调整参数m对σ(f)稍作改进：

(3)

此时通过调整m的大小即可改变窗宽，进而改善时频分辨率。m的取值范围为(0.6,1]，m过小则窗宽过大，时间分辨率较差；m大于1时窗宽太小，仅适用于瞬态脉冲信号的分析。由此，广义S变换GST可以定义为

(4)

最后，计算局部能量集中程度并使之最小，从而确定最优的m值，记为mopt(f)，此时AGST可以表示为

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

(5)

图6为发动机前端、后端噪声以及第1缸和第4缸缸压的AGST时频处理图。

由图可见，发动机前端和后端均测到了6～8kHz频段的异响信号，但发生的时刻不同，以圆圈表示。同样，在缸压信号中也出现了与异响频段一致的峰值信号，以方框标注。对比图6(a)和图6(c)，异响在前端发生的时刻和第1缸缸压在相同频段出现峰值的时刻几乎吻合，噪声略微滞后于缸压。图6(b)和图6(d)的关系也同样如此。出现这样的现象，原因是前端噪声测点靠近第1缸，受第1缸影响最大，而后端测点则靠第4缸最近。考虑到噪声的滞后时间极短，且振动、噪声的传播需要时间，故可认为异响信号与缸压在6～8kHz频段出现的异常峰值完全吻合。因而可以推断，异响的来源于缸内压力在6～8kHz的异常峰值，异响本质上属于燃烧噪声。

图6 收油门时刻前后时频图

除第1和第4缸以外，另外两缸的缸压同样也出现了类似的高频峰值，由于发火顺序的原因，各缸缸压出现此信号的时刻均不相同，时域上的综合效果在排气侧振动测点上体现得非常明显，如图7(a)所示。其中，方框标出的是6～8kHz频段内振动突出的信号和分别对应的气缸。可见，异响信号主要出现在时间历程的后半段，也即收油门以后的阶段，这与主观判断一致。

图7 发动机排气侧时频图

排气侧噪声的时频图如图7(b)所示。依照燃烧噪声的结论来推断，排气侧的异响成分是各缸燃烧信号在时域上的综合效果。对比图7(a)和图7(b)可以看出，振动信号中的突出成分在噪声信号中确实体现得很清楚，时间、频率完全吻合。这表明，与缸体上的振动结果一样，异响信号来源于各缸的6～8kHz信号峰值，印证了异响为燃烧噪声的推断。

5 验证试验

为进一步验证异响为燃烧噪声，采用调整ECU点火标定的方法来说明。

ECU对于点火时刻的控制采用以下方法：(1)建立点火提前角阈值的map图，限制最小点火提前角；(2)使用PID控制，自动计算最佳点火提前角。在原始标定程序中，收油门瞬间点火提前角的限值仍然落在高转速高负荷区域，允许的范围较宽。经过PID计算后，点火提前角在那一时刻大幅减小，而后迅速回升。因此，采取提高高转速高负荷区域的最小点火提前角限值的方法，降低收油时刻点火提前角的减小幅度。在此基础上重新进行转鼓台架上的主观判断与客观测量。

调整标定后，首先从主观上已无法听到收油门瞬间的异响，其次从数据上也可以明显看出区别。图8为调整标定后排气侧的声强测试结果，与图3对比可以看到，6～8kHz异响频段已经没有了收油门时刻的突出信号，与主观判断一致。

图8 调整标定后发动机排气侧近场声强测试结果

图9为调整标定后tip-out时刻缸压的时域数据。与图5对比可以看到，当限制了最小点火提前角的阈值后，各缸的缸内压力在收油门时刻的下降变得更为平缓。同样，截取收油门时刻附近的一段时域信号进行时频分析。第1缸与第4缸缸压的时频图如图10所示。与图6(c)和图6(d)对比可以看到，调整标定后，6～8kHz缸压突出成分尽管还存在，但却明显减弱，且不在收油门时突增。

图9 调整标定后收油门前后各缸缸内压力变化

图10 调整标定后收油门时刻缸内压力时频图

可见调整了标定后，缸内压力在收油门时更加柔和的变化使异响频段的压力成分减弱，从而异响声得以消除。

对于缸压而言，尤其是对自然吸气汽油机来说，6～8kHz通常已经超出了关注的范围。含有如此高频的成分说明缸压的时域曲线上存在快速波动，表明缸内燃烧还需进一步优化。图11为收油门时有异响频率成分的缸压信号，对应时间历程为发动机一个工作循环(实际上此时为瞬态工况，由于时间极短，默认转速不变)。从局部放大图中可以发现，上止点后一共出现了两个压力峰值，第2个峰值上存在明显的压力波动，故而导致了频域上6～8kHz的信号突增，而此压力峰值可能是由轻微爆震引起。

图11 收油门瞬间含异响成分缸压

6 结论

本文中对某自然吸气汽油机SUV在tip-out工况中出现的异响噪声进行声源识别及验证。

(1) 对异响信号进行滤波与音频回放并经主观判断，确认收油门时刻异响所处频段为6～8kHz。在转鼓台架上采用声强法确认异响源类型为发动机的扩散式噪声，通过对缸内压力、振动和噪声的同步采集和时频分析确认异响系燃烧噪声。

(2) 通过提高ECU的map图中对高转速高负荷区域最小点火提前角的阈值，限制收油时刻点火提前角的降幅，使得收油瞬间缸内压力得以平稳降低。同时由于燃烧参数的变化，收油时刻的缸内压力在6～8kHz异响频段内的突出成分较原标定状态减弱，从而异响得以消除。进一步肯定了异响为燃烧噪声。

(3) 通过角度域分析，6～8kHz的激励来源于缸内压力在上止点后第2个压力峰值附近的快速波动，可能由轻微爆震引起。

(4) 自然吸气汽油机上如此高频的燃烧噪声通常已超出关注范围，业内也鲜有类似报道。本次研究的结论为发动机异响排查工作提供了一定的依据。

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An Investigation into the Vehicle Abnormal Sound Causedby Combustion Noise of a Gasoline Engine

Liu Ruijun1, Hao Zhiyong1, Yan Yongjia2, Ma Junda2, Zheng Xu1& Luo Le1

1.CollegeofEnergyEngineering,ZhejiangUniversity,Hangzhou310027; 2.BrillianceAutomotiveCo.,Ltd.,Shenyang110141

Troubleshooting and diagnosis are proceeded on the abnormal sound appearing at tip-out moment in the acceleration process of a SUV with a 1.5L naturally aspirated gasoline engine in this paper. Firstly, the abnormal sound is reconstructed by the bench test of powertrain to exclude the suspicion on car body as noise source. Then the sound intensity of engine and the NVH of other parts are measured on dynamometer, the abnormal sound signals in engine compartment are ascertained by filtering and audio playback to be at a frequency band of 6-8kHz, and are confirmed to be diffuse sound source and accord with the features of combustion noise by the sound intensity test on all end planes of engine. Furthermore, the adaptive generalized S transform is performed on cylinder pressure and vibration and noise signals. The results show that there are abnormal excitation of 6-8kHz in cylinder pressure as well, which agree well with abnormal sound in time domain. For further confirming the source of noise, the ECU ignition advanced angle map is adjusted at tip-out moment. As a result, the variation amplitude of ignition timing reduces, cylinder pressure steadily falls, the abnormal sound by subjective judgment disappears and the cylinder pressure excitation of 6-8kHz in time-frequency chart obviously weakens. Finally it is found by magnifying cylinder pressure-crank angle curve that the moment the cylinder pressure excitation of 6-8kHz appears corresponds to the rippled second peak after TDC, caused by trace knock possibly.

vehicle abnormal sound; combustion noise; time-frequency analysis; cylinder pressure

原稿收到日期为2015年7月27日，修改稿收到日期为2015年11月19日。