某发动机振动噪声台架试验研究

蓝志宝 覃海峰 方业迈 李露露

（上汽通用五菱汽车股份有限公司 广西 柳州 545007）

引言

随着消费者对汽车NVH 的重视程度日趋提升，发动机作为整车的主要噪声源，其NVH 性能的好坏已经成为影响整车销量的重要因素[1]。为了避免发动机搭载整车后出现NVH 问题，在开发过程中，需要对发动机整机的振动噪声水平进行完整的评估，因此发动机台架的振动噪声测试成为了必不可少的环节。

发动机台架试验作为发动机开发的重要组成部分，是检测发动机的机械性能、可靠性以及模拟发动机的运行环境的主要手段；发动机的台架振动噪声试验，是评判一款发动机NVH 水平的重要途径。发动机的振动噪声值作为检测发动机出厂的主要技术参数，如果控制不当会造成发动机振动噪声太大以致损坏零部件等问题，因此在台架上预先对发动机进行振动噪声试验研究，对于深入认识并掌握发动机台架噪声性质和变化规律，控制发动机噪声具有重要意义[2]。对发动机进行台架振动噪声试验研究主要是为了研究发动机表面的振动特性和声学特性的规律性，对发动机进行全面的评价，找出对应的噪声源位置，并提供针对性的优化建议，争取最大限度地控制发动机辐射噪声水平。

1 试验方案

发动机在台架试验过程中可能会受到台架安装的随机性产生异响。而这类异响是可以通过台架整改避免的。排查这类异响的手段就是进行第一轮的噪声振动测试，由于此轮测试包含了一些外部条件引起的异响，故测试数据不能直接用于发动机本体噪声水平的评判。排查出噪声源并对台架进行整改后，仍需对发动机进行第二轮试验，此轮试验的目的是对比整改前后噪声振动水平，确认整改效果，之后方可进行全面的发动机NVH 测试评价。在有些台架试验过程中，可能需要不止一次地进行台架修正，最终达到将外部干扰降至可接受范围的目的。异响排查及噪声水平评估的方法包括了振动噪声测试和声源定位测试。

1.1 振动噪声测试

按照GB/T1859—2000《往复式内燃机辐射的空气噪声测量工程法和简易法》标准中的布置测点（见图1），行业内各企业有自己的测试方案，本次测试采集了发动机前端，进气，排气，顶部，后端的噪声信号，由于受到台架测功机与后端联轴器的影响，仅将后端作为噪声测试的一个参考值评价，未将后端噪声信号纳入声压级计算内。主要评估发动机前端、进气、排气、顶面的噪声水平，研究发动机表面声辐射水平，排查其异响。

图1 五点测量表面声压级示意图

声辐射噪声测试选取距离发动机外包络面1 m处位置进行麦克风布点；振动测试作为噪声测试的辅助，我们选取缸体、前端面、链轮罩盖、发电机等多点进行振动测点布置。其中缸体作为每次试验的参考点，确保每次试验缸体振动一致性，避免发动机不正常工作造成的单次试验数据错误的情况。

1.2 声源定位测试

考虑到发动机噪声的复杂性及台架试验的安全性，单纯通过主观感受去判断声源位置的方法已经不能满足试验要求了。基于声学阵列技术的声源定位方法弥补了传统声源识别的缺陷，能更快速精确地识别噪声源位置。本文采用的是波束成形的定位方法。波束成形的声源定位方法相比声压法、声强法等传统声源识别技术，它测量速度快，计算效率高，对于稳态、瞬态及运动声源能精确识别，一些高频、大尺寸的声源不需要紧靠声源表面就能获得较高分辨率[3-4]。

本文使用的传声器阵列为环形阵列，带有36 个声学麦克风及广角高清摄像头。可以针对噪声频谱上出现的声学特征（如共振、阶次等）进行客观准确的分析，最终实现声源定位的可视化。

2 发动机振动噪声问题排查

2.1 问题排查

测试在发动机半消声室中进行，测试工况是由1 000 r/min 加速到额定转速。第一轮台架试验中的1 m 声压级结果显示，发动机声功率在加速过程中存在明显鼓包（见图2）。根据采样信号分析，在低转速下鼓包由前端面引起，高转速鼓包峰值主要由排气侧贡献，后端也表现出明显的跟随趋势。该声功率曲线显示噪声并非平滑上升，属于存在异常，需排查前端面及排气侧靠近后端面的位置。

图2 问题排查噪声曲线

根据前端面频谱分析，该峰值是由1 600～2 300 Hz频率引起。由滤波回放及经验判断，该异响为气流引起的嘶嘶声。经排查，这主要是由于前端面在台架布置时存在台架中冷管辐射噪声影响。中冷管在增压器增压进气阶段，会产生瞬时的压力变化，导致气流冲击压力变化。该噪声为台架附件引起的，并非发动机本体噪声，需要进行整改剔除。剔除后的噪声才能用于准确评判发动机本体的噪声水平。剔除方法为对中冷管进行重新布置包裹，将辐射噪声控制在可接受水平（见图3）。

图3 前端面整改前后频谱对比

排气侧及后端面存在明显相关性的噪声波动峰值，频谱分析结果显示，在排气侧及后端面在540 Hz下有共振现象。共振与发动机点火谐次6、8、10、12阶耦合引起其对应转速下的峰值（见图4）。

图4 排气侧及后端面噪声频谱

针对此噪声问题，借助噪声主观评价工具听诊器进行初步噪声源识别，发现涡轮增压器排气出口处噪声与滤波回放的噪声相似度较高，初步判断该噪声来源于发动机的排气系统。由于排气位置温度过高无法布置振动加速度计进行验证，为确认该共振带来源，则需采用声学阵列波束成形的方法对声源进行定位。阵列距离发动机0.7 m，定位540 Hz 中心频率，确定主要声源集中在三元催化器壳体辐射噪声（见图5）。

图5 540 Hz 声源定位云图

为进一步验证三元催化器对该异响的贡献，在发动机台架上将三催取消，直接将发动机排气系统连接到台架排气系统中，验证拆除三元催化器后的噪声变化情况。

拆除三元催化器后噪声值在转速范围内明显下降，且共振带明显减弱（见图6）。综合以上测试结果，判断排气侧及后端面的噪声峰值由三元催化器共振引起。

图6 去除三元催化器前后声压及频谱对比

2.2 整改措施

由于发动机台架是由测功机直接带动联轴器驱动发动机运转的，并未安装整车变速器，而是以假变速器壳体代替。整车布置下三元催化器为三点安装，而发动机台架由于变速器状态不同，仅采用了两点安装，因此导致模态过低，造成共振情况严重，产生辐射噪声。

对三元催化器增加固定点连接到假变速器壳体上，并优化排气管路，增加排气管的悬吊点，将原来的硬排气管变为软排气管。经过台架问题及异响排查整改后进行第二轮发动机台架NVH 测试，对比整改前后的排气侧噪声可以明显看出，噪声值在全转速范围下优化明显（见图7）。排气侧仍存在稍许峰值，但已达到可接受水平，不影响整机噪声评估（见图8）。峰值可能是该款发动机排气系统特性引起，可作为后续研究关注点。

图7 整改前后声压级曲线对比

图8 整改后声压级曲线

3 噪声测试结果分析

3.1 总声压级评价

按照GB/T1859—2000《往复式内燃机辐射的空气噪声测量工程法和简易法》标准进行噪声测试。测试工况为全负荷加速及稳态转速1 000～5 500 r/min，间隔400 r/min 取一个稳态转速进行测量。

全负荷加速工况下，声压级值随转速增大而增大，在额定转速达到最大声压级值93.91 dB（A）（见图9）。在整个转速范围内，排气侧噪声相对较高，前端面及顶部噪声次之，进气侧噪声相对较低。

图9 全负荷工况加速噪声曲线

稳态工况下，平均声压级值随转速增大而增大，在额定转速下达到最大值93.51 dB（A）。结果显示该款发动机声压级值均落在噪声数据库范围内，且在4 400 r/min 后的声压级值处于数据库下限位置，高速噪声表现优秀（见图10）。

图10 稳态工况噪声曲线

3.2 增压器噪声分析

在低转速下，各点噪声存在鼓包，经与增压器振动对比发现该噪声是由增压器Whoosh 噪声引起，为发动机自身噪声，需要纳入噪声评价范围内（见图11，图12）。建议可以优化增压器压气口避免急弯，增加壁厚降低辐射声。

图11 增压器噪声频谱

图12 增压器振动及声压级曲线

3.3 不同负荷噪声分析

不同载荷工况下，发动机噪声特征也是不同的，为比较负荷对噪声值及频率的影响，负荷从0 增加至100%的过程中可见，噪声随负荷的降低而降低（见图13），且随着负荷降低，由于增压压力的影响，Whoosh 噪声逐渐消失。负荷对频率段的影响集中在高倍频段和400～1 600 Hz 倍频段（见图14）。随着负荷降低，排气压力脉动导致的增压器高频噪声得以改善，低频率共振也得以消减（见图15）。

图13 不同负荷下的声压级对比

图14 不同负荷下的1/3 倍频程对比

3.4 前端面噪声分析

发动机的主要旋转件均布置在前端面上，阶次分析是针对旋转件噪声的主要分析手段[5]。噪声、振动信号和转速信号在时域上同步采样计算，根据转速信号进行阶次跟踪，最终实现不同转速的阶次谱分析。根据噪声测试结果，前端面存在680 Hz、1 100 Hz、3 600 Hz 共振带，同时存在20 阶、38 阶、45.5 阶等明显的阶次特征。

利用声学阵列定位手段，对以上噪声特征进行分离。680 Hz 噪声来源于皮带轮惰轮附近，1 100 Hz共振带来源于皮带轮附近，3 600 Hz 共振来源于前端面中心。

对阶次进行定位，20 阶来源于皮带轮机油泵附近，38 阶来源于发电机附近，45.5 阶也来源于发电机附近。

图15 WOT 与25%WOT 频谱对比

根据旋转件的参数，可以计算出对应的零件引起的阶次噪声，20 阶为机油泵10 齿谐次产生。针对38阶、45.5 阶噪声，可以通过发电机内部转子、线圈槽数及滚子轴承个数进一步分析到更细的零部件位置。

4 结论

本文完成了某发动机台架试验辐射噪声的识别及分析，从台架问题排查与噪声分析评价得出以下结论：

1）某发动机的声压级随着转速的增加而增加，在额定转速下达到最大值93.91 dB（A）。发动机整机稳态声压级随转速增加而增加，在额定转速达到最大93.51 dB（A）。该款发动机声压级均落在噪声数据库范围内，且在4 400 r/min 后的声压级处于数据库下限位置，高速噪声表现优秀。

2）负荷对整机声压级的影响主要体现在中低转速，在高转速的影响较小。负荷对频率段的影响集中在高倍频段和400～1 600 Hz 倍频段，随着负荷降低，排气压力脉动导致的增压器高频噪声得以改善，低频率共振也得以消减。

3）前端面的主要噪声特征为600 Hz、1 100 Hz、3 600 Hz 共振带及20 阶、38 阶、45.5 阶噪声。主要声源集中在皮带轮、惰轮、发电机、前端盖中部等位置，可作为噪声进一步优化的研究对象。