汽油機(jī)燃燒噪聲導(dǎo)致的整車異響研究

劉瑞駿，郝志勇，閆永佳，馬俊達(dá)，鄭 旭，羅 樂

(1.浙江大學(xué)能源工程學(xué)院，杭州 310027； 2.華晨汽車工程研究院，沈陽 110141)

2016196

汽油機(jī)燃燒噪聲導(dǎo)致的整車異響研究

劉瑞駿1，郝志勇1，閆永佳2，馬俊達(dá)2，鄭 旭1，羅 樂1

(1.浙江大學(xué)能源工程學(xué)院，杭州 310027； 2.華晨汽車工程研究院，沈陽 110141)

本文中針對搭載1.5L自然吸氣汽油機(jī)的某SUV在加速過程中急收油門出現(xiàn)異響的問題進(jìn)行了排查與診斷。首先利用動力總成臺架試驗重現(xiàn)了異響，排除了車身作為噪聲源的懷疑；隨后在整車轉(zhuǎn)鼓臺架上進(jìn)行了發(fā)動機(jī)聲強(qiáng)和其他NVH測試，通過對機(jī)艙內(nèi)異響信號進(jìn)行濾波和音頻回放，確認(rèn)異響所處頻段為6～8kHz，并通過發(fā)動機(jī)各個端面的聲強(qiáng)試驗確認(rèn)異響為擴(kuò)散聲源，符合燃燒噪聲特性；然后對缸壓和振動與噪聲信號進(jìn)行自適應(yīng)廣義S變換，結(jié)果表明，缸壓同時存在6～8kHz異常激勵，且在時域上與異響完全吻合；為進(jìn)一步確認(rèn)噪聲源，對收油時刻的ECU點火提前角map圖進(jìn)行調(diào)整，使點火時刻變化幅度減小，缸壓平穩(wěn)下降，主觀判斷的異響已經(jīng)消失，同時時頻圖中6～8kHz缸壓激勵明顯減弱；最后通過對缸壓-曲軸轉(zhuǎn)角曲線進(jìn)行放大發(fā)現(xiàn)，6～8kHz缸壓激勵出現(xiàn)的時刻與上止點后帶快速波動的第2個峰對應(yīng)，可能由輕微爆震引起。

整車異響;燃燒噪聲;時頻分析;缸壓

前言

異響問題一直是發(fā)動機(jī)廠和整車廠非常關(guān)注的NVH問題之一[1]，尤其是近年來發(fā)動機(jī)和整車控制NVH的水平日益提高，車輛的本底噪聲逐漸降低，在這樣的環(huán)境中，異常的噪聲就顯得格外突出，從而影響到汽車的乘坐舒適性。

汽車的噪聲通常分為3大類[2]：動力總成噪聲、路面噪聲和風(fēng)激勵噪聲。而根據(jù)汽車行駛的工況不同，各種噪聲所占的比重也不相同。在實際路面測試車輛各方面性能時，有幾種常見的工況，如全油門加速(wide-open throttle, WOT)、部分油門加速(partially-open throttle, POT)、急加油門(tip-in)以及急收油門(tip-out)等。汽車行駛過程中的異響種類繁多，而大多數(shù)的異響源都出現(xiàn)在動力總成上，最常見的有活塞敲缸聲、變速器嘯叫聲、齒輪敲擊聲和渦輪增壓器泄氣聲等。

柴油機(jī)在燃燒噪聲方面的研究開展得較早，如文獻(xiàn)[3]～文獻(xiàn)[12]中均對柴油機(jī)燃燒噪聲的產(chǎn)生機(jī)理和影響因素進(jìn)行了研究。文獻(xiàn)[13]中對某直噴柴油機(jī)缸內(nèi)壓力進(jìn)行傅里葉變換發(fā)現(xiàn)柴油機(jī)在5 500Hz以內(nèi)的缸內(nèi)壓力較大，并利用自適應(yīng)廣義S變換(adaptive generalized S transform, AGST)對其燃燒噪聲進(jìn)行識別，發(fā)現(xiàn)燃燒噪聲主要處在4 500Hz以內(nèi)的頻段。而對汽油機(jī)燃燒噪聲的研究則起步較晚。文獻(xiàn)[14]中對某增壓直噴汽油機(jī)的缸內(nèi)壓力進(jìn)行頻域分析，表明其缸內(nèi)壓力在1 000Hz以內(nèi)較高，并隨頻率增加迅速下降，而在1 000Hz以上波動降低。

本文中的研究對象是某自然吸氣汽油機(jī)SUV，此車在高轉(zhuǎn)速tip-out工況中出現(xiàn)了車內(nèi)人耳可辨的異響聲，聲音特征類似“蛐蛐叫”。為了找到異響的根源，經(jīng)過一系列的測試及對比分析，最終確認(rèn)異響源于6～8kHz的燃燒噪聲。

1 異響分類及排查

圖1為排查車輛異響的一般過程。值得一提的是，異響的排查工作不同于普通的振動噪聲測試，主觀判斷非常重要，且與客觀測試密不可分。結(jié)合主觀判斷和客觀測試，可以大幅縮小排查范圍。

圖1 異響排查過程

為區(qū)分異響來源是動力總成還是其他部件，首先將動力總成置于動力總成臺架進(jìn)行主觀測試。由于實際道路行駛工況中，發(fā)動機(jī)負(fù)荷波動較快且幅度較大，一般的發(fā)動機(jī)臺架無法滿足測試要求。而在動力總成臺架上，動力總成通過兩根半軸與臺架測功機(jī)相連，外接油門踏板后可模擬實際道路工況。通過主觀判斷確認(rèn)，異響聲在動力總成臺架上可以準(zhǔn)確重現(xiàn)，因此異響源的范圍縮小到動力總成。

為了更好地重現(xiàn)出現(xiàn)異響時的道路行駛工況，將車輛置于半消聲轉(zhuǎn)鼓臺架進(jìn)行測試。打開機(jī)艙蓋后，tip-in/tip-out工況時可在機(jī)艙前準(zhǔn)確重現(xiàn)異響噪聲。

圖2 排氣側(cè)聲壓級和對應(yīng)發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速變化

首先在機(jī)艙內(nèi)布置了傳聲器和振動加速度傳感器。噪聲測點位置為發(fā)動機(jī)前端、后端和排氣側(cè)，振動測點位置為正時鏈罩、缸蓋罩和第2、第3缸中間排氣側(cè)。進(jìn)氣以消聲器引出，消除進(jìn)氣噪聲的影響。使用數(shù)據(jù)采集設(shè)備HEAD DIC24。對聲壓信號進(jìn)行短時傅里葉變換(short-time Fourier transform, STFT)處理，窗寬取0.01s以保證時間分辨率，排氣側(cè)噪聲的處理結(jié)果和對應(yīng)的發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速變化如圖2所示。

從圖2中可以看到，當(dāng)發(fā)動機(jī)從高于3 850r/min的轉(zhuǎn)速突然降低時，聲壓級在6～8kHz頻帶(方框標(biāo)注)內(nèi)出現(xiàn)了異常。通常情況，當(dāng)收油門時，發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速快速降低，噪聲一般呈下降趨勢，如其他頻段一樣，但6～8kHz頻段內(nèi)的噪聲卻不降反升，在短暫的“沖擊”后逐漸減小。對這一段噪聲數(shù)據(jù)采取6～8kHz帶阻濾波處理后，音頻回放發(fā)現(xiàn)異響噪聲明顯被消除，因此可以確認(rèn)，這一頻段內(nèi)的異常信號正是對應(yīng)異響噪聲。另外，對比其他兩個噪聲數(shù)據(jù)，其變化規(guī)律與圖2完全一致。

3 聲強(qiáng)法測試與分析

對于動力總成異響，可以分為局部振動式的噪聲和整體擴(kuò)散式的噪聲。前者通常由結(jié)構(gòu)的局部共振引起，后者多由燃燒引起。因此，區(qū)分異響源的類型對于排查工作至關(guān)重要。

盡管在機(jī)艙內(nèi)的不同位置都測到了異響噪聲，但由于艙內(nèi)空間較大，容易形成混響，因此尚不能認(rèn)定此異響源的類型。因此，此時采用聲強(qiáng)法進(jìn)行判斷，使用設(shè)備為Brüel & Kjr 3599型聲強(qiáng)探頭、4197型傳聲器和3560C型數(shù)據(jù)采集前端。

雙傳聲器p-p法[15]是測量聲強(qiáng)的一般方法，將其測得的信號由時域轉(zhuǎn)換到頻域，取其互譜的虛部即可得到聲強(qiáng)。聲強(qiáng)具有明確的指向性，在干擾較大的聲場中依然有很好的噪聲源識別效果。將聲強(qiáng)探頭對準(zhǔn)發(fā)動機(jī)前端、后端、排氣側(cè)、頂面、進(jìn)氣側(cè)和油底殼底面進(jìn)行tip-in/tip-out工況下的近場測試，結(jié)果顯示，各個端面均明顯測到了6～8kHz的異常聲強(qiáng)信號。圖3為發(fā)動機(jī)排氣側(cè)近場聲強(qiáng)圖。

圖3 發(fā)動機(jī)排氣側(cè)近場聲強(qiáng)測試結(jié)果

至此，可以判斷，異響來源于發(fā)動機(jī)的各個表面，因此，異響極有可能來源于燃燒，即燃燒噪聲。

4 燃燒激勵測試及AGST分析

燃燒噪聲是內(nèi)燃機(jī)的缸內(nèi)壓力通過缸蓋、缸套和曲柄連桿機(jī)構(gòu)，激勵內(nèi)燃機(jī)整體結(jié)構(gòu)振動并從表面輻射出來的噪聲。燃燒噪聲的產(chǎn)生途徑一般分為動力載荷激勵和高頻振蕩激勵。

燃燒噪聲的源頭為缸內(nèi)壓力，故進(jìn)行排查測試時，同時測量缸壓，如圖4所示。將缸壓信號通過放大器后接入數(shù)據(jù)采集前端同時采集，以保證缸壓、振動和噪聲信號的同步。另外，為了后續(xù)分析可參考發(fā)動機(jī)曲軸的瞬時位置，將曲軸位置信號同時接入采集前端。圖5為收油門時刻前后發(fā)動機(jī)各缸缸內(nèi)壓力時域上的變化，缸壓以原始信號即電壓的形式表示?？梢?，在急收油門瞬間，缸內(nèi)壓力急劇下降，油門完全收掉后，缸內(nèi)壓力緩慢降低。

圖4 缸壓傳感器布置

圖5 收油門前后各缸缸內(nèi)壓力變化

由于異響聲主要出現(xiàn)在收油門瞬間，截取收油門瞬間前后一小段時間內(nèi)(圖5虛線框表示)的缸壓、振動和噪聲信號，并使用AGST的處理方法[16]在MATLAB中進(jìn)行時頻處理。

對一個平方可積的信號x(t)，其S變換為

(1)

式中：t為時間；f為頻率；w(t,f)為高斯窗函數(shù)。其標(biāo)準(zhǔn)差為

(2)

引入調(diào)整參數(shù)m對σ(f)稍作改進(jìn)：

(3)

此時通過調(diào)整m的大小即可改變窗寬，進(jìn)而改善時頻分辨率。m的取值范圍為(0.6,1]，m過小則窗寬過大，時間分辨率較差；m大于1時窗寬太小，僅適用于瞬態(tài)脈沖信號的分析。由此，廣義S變換GST可以定義為

(4)

最后，計算局部能量集中程度并使之最小，從而確定最優(yōu)的m值，記為mopt(f)，此時AGST可以表示為

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

(5)

圖6為發(fā)動機(jī)前端、后端噪聲以及第1缸和第4缸缸壓的AGST時頻處理圖。

由圖可見，發(fā)動機(jī)前端和后端均測到了6～8kHz頻段的異響信號，但發(fā)生的時刻不同，以圓圈表示。同樣，在缸壓信號中也出現(xiàn)了與異響頻段一致的峰值信號，以方框標(biāo)注。對比圖6(a)和圖6(c)，異響在前端發(fā)生的時刻和第1缸缸壓在相同頻段出現(xiàn)峰值的時刻幾乎吻合，噪聲略微滯后于缸壓。圖6(b)和圖6(d)的關(guān)系也同樣如此。出現(xiàn)這樣的現(xiàn)象，原因是前端噪聲測點靠近第1缸，受第1缸影響最大，而后端測點則靠第4缸最近?？紤]到噪聲的滯后時間極短，且振動、噪聲的傳播需要時間，故可認(rèn)為異響信號與缸壓在6～8kHz頻段出現(xiàn)的異常峰值完全吻合。因而可以推斷，異響的來源于缸內(nèi)壓力在6～8kHz的異常峰值，異響本質(zhì)上屬于燃燒噪聲。

圖6 收油門時刻前后時頻圖

除第1和第4缸以外，另外兩缸的缸壓同樣也出現(xiàn)了類似的高頻峰值，由于發(fā)火順序的原因，各缸缸壓出現(xiàn)此信號的時刻均不相同，時域上的綜合效果在排氣側(cè)振動測點上體現(xiàn)得非常明顯，如圖7(a)所示。其中，方框標(biāo)出的是6～8kHz頻段內(nèi)振動突出的信號和分別對應(yīng)的氣缸?？梢姡愴懶盘栔饕霈F(xiàn)在時間歷程的后半段，也即收油門以后的階段，這與主觀判斷一致。

圖7 發(fā)動機(jī)排氣側(cè)時頻圖

排氣側(cè)噪聲的時頻圖如圖7(b)所示。依照燃燒噪聲的結(jié)論來推斷，排氣側(cè)的異響成分是各缸燃燒信號在時域上的綜合效果。對比圖7(a)和圖7(b)可以看出，振動信號中的突出成分在噪聲信號中確實體現(xiàn)得很清楚，時間、頻率完全吻合。這表明，與缸體上的振動結(jié)果一樣，異響信號來源于各缸的6～8kHz信號峰值，印證了異響為燃燒噪聲的推斷。

5 驗證試驗

為進(jìn)一步驗證異響為燃燒噪聲，采用調(diào)整ECU點火標(biāo)定的方法來說明。

ECU對于點火時刻的控制采用以下方法：(1)建立點火提前角閾值的map圖，限制最小點火提前角；(2)使用PID控制，自動計算最佳點火提前角。在原始標(biāo)定程序中，收油門瞬間點火提前角的限值仍然落在高轉(zhuǎn)速高負(fù)荷區(qū)域，允許的范圍較寬。經(jīng)過PID計算后，點火提前角在那一時刻大幅減小，而后迅速回升。因此，采取提高高轉(zhuǎn)速高負(fù)荷區(qū)域的最小點火提前角限值的方法，降低收油時刻點火提前角的減小幅度。在此基礎(chǔ)上重新進(jìn)行轉(zhuǎn)鼓臺架上的主觀判斷與客觀測量。

調(diào)整標(biāo)定后，首先從主觀上已無法聽到收油門瞬間的異響，其次從數(shù)據(jù)上也可以明顯看出區(qū)別。圖8為調(diào)整標(biāo)定后排氣側(cè)的聲強(qiáng)測試結(jié)果，與圖3對比可以看到，6～8kHz異響頻段已經(jīng)沒有了收油門時刻的突出信號，與主觀判斷一致。

圖8 調(diào)整標(biāo)定后發(fā)動機(jī)排氣側(cè)近場聲強(qiáng)測試結(jié)果

圖9為調(diào)整標(biāo)定后tip-out時刻缸壓的時域數(shù)據(jù)。與圖5對比可以看到，當(dāng)限制了最小點火提前角的閾值后，各缸的缸內(nèi)壓力在收油門時刻的下降變得更為平緩。同樣，截取收油門時刻附近的一段時域信號進(jìn)行時頻分析。第1缸與第4缸缸壓的時頻圖如圖10所示。與圖6(c)和圖6(d)對比可以看到，調(diào)整標(biāo)定后，6～8kHz缸壓突出成分盡管還存在，但卻明顯減弱，且不在收油門時突增。

圖9 調(diào)整標(biāo)定后收油門前后各缸缸內(nèi)壓力變化

圖10 調(diào)整標(biāo)定后收油門時刻缸內(nèi)壓力時頻圖

可見調(diào)整了標(biāo)定后，缸內(nèi)壓力在收油門時更加柔和的變化使異響頻段的壓力成分減弱，從而異響聲得以消除。

對于缸壓而言，尤其是對自然吸氣汽油機(jī)來說，6～8kHz通常已經(jīng)超出了關(guān)注的范圍。含有如此高頻的成分說明缸壓的時域曲線上存在快速波動，表明缸內(nèi)燃燒還需進(jìn)一步優(yōu)化。圖11為收油門時有異響頻率成分的缸壓信號，對應(yīng)時間歷程為發(fā)動機(jī)一個工作循環(huán)(實際上此時為瞬態(tài)工況，由于時間極短，默認(rèn)轉(zhuǎn)速不變)。從局部放大圖中可以發(fā)現(xiàn)，上止點后一共出現(xiàn)了兩個壓力峰值，第2個峰值上存在明顯的壓力波動，故而導(dǎo)致了頻域上6～8kHz的信號突增，而此壓力峰值可能是由輕微爆震引起。

圖11 收油門瞬間含異響成分缸壓

6 結(jié)論

本文中對某自然吸氣汽油機(jī)SUV在tip-out工況中出現(xiàn)的異響噪聲進(jìn)行聲源識別及驗證。

(1) 對異響信號進(jìn)行濾波與音頻回放并經(jīng)主觀判斷，確認(rèn)收油門時刻異響所處頻段為6～8kHz。在轉(zhuǎn)鼓臺架上采用聲強(qiáng)法確認(rèn)異響源類型為發(fā)動機(jī)的擴(kuò)散式噪聲，通過對缸內(nèi)壓力、振動和噪聲的同步采集和時頻分析確認(rèn)異響系燃燒噪聲。

(2) 通過提高ECU的map圖中對高轉(zhuǎn)速高負(fù)荷區(qū)域最小點火提前角的閾值，限制收油時刻點火提前角的降幅，使得收油瞬間缸內(nèi)壓力得以平穩(wěn)降低。同時由于燃燒參數(shù)的變化，收油時刻的缸內(nèi)壓力在6～8kHz異響頻段內(nèi)的突出成分較原標(biāo)定狀態(tài)減弱，從而異響得以消除。進(jìn)一步肯定了異響為燃燒噪聲。

(3) 通過角度域分析，6～8kHz的激勵來源于缸內(nèi)壓力在上止點后第2個壓力峰值附近的快速波動，可能由輕微爆震引起。

(4) 自然吸氣汽油機(jī)上如此高頻的燃燒噪聲通常已超出關(guān)注范圍，業(yè)內(nèi)也鮮有類似報道。本次研究的結(jié)論為發(fā)動機(jī)異響排查工作提供了一定的依據(jù)。

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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

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