汽油機燃油管道水擊振動噪聲分析

田紹軍，黎 謙，常光寶，倪小波，李海平

（上汽通用五菱汽車股份有限公司，柳州 545007）

0 概述

內(nèi)燃機高壓燃油管道內(nèi)存在兩種壓力脈動，一種是高壓油泵脈沖式泵油引起的壓力脈動，一種是噴油器針閥啟閉引起的壓力脈動，兩者都與高壓管道流道結(jié)構(gòu)和油泵泵油、噴油器噴油標(biāo)定參數(shù)有關(guān)，現(xiàn)有研究供油系統(tǒng)壓力脈動的文獻(xiàn)也都集中在流道結(jié)構(gòu)和標(biāo)定參數(shù)對壓力脈動的影響及壓力脈動引起的噴油量波動等方面的研究。文獻(xiàn)［1］中研究了共軌系統(tǒng)噴油器第2 次噴油量波動與軌壓的關(guān)系，認(rèn)為壓力波動幅度隨軌壓的增大呈現(xiàn)非單調(diào)的、往復(fù)變化的規(guī)律，第2 次噴油量波動規(guī)律與壓力波動規(guī)律相同。文獻(xiàn)［2］中研究了電控單體泵供油系統(tǒng)燃油管道結(jié)構(gòu)參數(shù)對泵油壓力脈動的影響，結(jié)果顯示共軌管與噴油器之間的高壓油管的長度為400 mm 且內(nèi)徑在2.0 mm 以下時壓損大壓降明顯，高壓油管的長度為200 mm～700 mm 且內(nèi)徑在2.5 mm 以上時，單體泵供油壓力、噴油壓力及循環(huán)噴油量隨高壓油管長度增加而減小，油泵單次泵油壓力脈動峰值大小主要與容積變化有關(guān)，油管內(nèi)壁粗糙度對供油壓力、噴油壓力及循環(huán)噴油量影響較小。文獻(xiàn)［3-9］中研究了供油系統(tǒng)參數(shù)標(biāo)定和管道系統(tǒng)結(jié)構(gòu)參數(shù)對壓力波動和油量波動的影響，這些研究都集中于壓力波動對噴油流量和噴霧性能的影響，研究結(jié)果都表明，噴油器針閥關(guān)閉引起的壓力脈動（水擊波）對噴油量波動和霧化性能都有重大影響，但沒有研究壓力脈動或水擊波引起的振動噪聲等問題。隨著供油系統(tǒng)壓力提高和稀薄燃燒技術(shù)采用，噴油脈寬縮短，噴油器性能改善，噴油器電磁閥響應(yīng)速度加快，噴油器針閥關(guān)閉時間縮短［10-12］，噴油器針閥關(guān)閉后的水擊效應(yīng)增大。水擊波在噴油器針閥與高壓油泵之間的管道容器內(nèi)傳播，沖擊管道結(jié)構(gòu)引起振動輻射噪聲。噴油器至共軌管之間的管道結(jié)構(gòu)長度較短，結(jié)構(gòu)模態(tài)頻率較高，水擊噪聲頻率處于人耳敏感頻段范圍內(nèi)，且為非穩(wěn)態(tài)間歇性敲擊聲，影響車輛乘坐舒適性。關(guān)于內(nèi)燃機供油系統(tǒng)壓力脈動及水擊振動噪聲問題，文獻(xiàn)［13-15］中在某缸分支管道上設(shè)計一種多孔道旁通赫姆霍茲共振箱結(jié)構(gòu)來消除柴油機高壓管內(nèi)水擊波，用臺架試驗方法研究分析了柴油機共軌管長度及軌壓對水擊波的影響和水擊波對噴油量的影響。本文中分析了靠近共軌管兩端的噴油器針閥關(guān)閉后水擊振動噪聲大的根本原因，對產(chǎn)生水擊振動噪聲的燃油管道流場、聲場、結(jié)構(gòu)進行了分析，分析方法具有一定的創(chuàng)新性，分析結(jié)果對于優(yōu)化燃油管道結(jié)構(gòu)設(shè)計及預(yù)防和控制燃油管道水擊振動噪聲具有參考價值。

1 發(fā)動機敲擊振動噪聲現(xiàn)象

車輛在怠速或低速行駛時，車內(nèi)外可聽見明顯的間歇性敲擊聲，3 缸機和4 缸機都存在敲擊聲，敲擊聲隨發(fā)動機運行工況變化而變化。對比評價多個對標(biāo)車型也存在同樣的問題，為行業(yè)內(nèi)普遍存在的共性問題。

圖1為4 缸機在怠速D 擋駐車工況下共軌管端部軸向加速度和車內(nèi)駕駛員耳旁噪聲時頻圖對比，其中水平虛線刻度表示峰值頻率中心值。從圖1（a）中可以看出，500 ms 內(nèi)有8 次明顯的敲擊振動和8次不明顯的敲擊振動互相間隔。圖1（b）中則只有8次明顯的敲擊聲，與圖1（a）中8 次明顯的敲擊振動對應(yīng)。該發(fā)動機點火順序為1-3-4-2，通過與第2 缸噴油器電磁閥控制信號方波電流發(fā)生時刻對比可知，較明顯的8 次敲擊振動噪聲對應(yīng)發(fā)生在第1 缸、第4 缸噴油器針閥關(guān)閉后，不明顯的8 次振動對應(yīng)發(fā)生在第2 缸、第3 缸噴油器針閥關(guān)閉后。發(fā)動機轉(zhuǎn)速為950 r/min，曲軸基頻為950/60=15.8 Hz，曲軸每轉(zhuǎn)2 圈共4 個噴油器發(fā)生4 次噴油，即噴油器噴油頻率為15.8×2=31.6 Hz，其中只有2 個噴油器針閥關(guān)閉時的水擊振動噪聲較大，因此敲擊聲敲擊頻率為15.8 Hz，即每1 000 ms 發(fā)生15.8 次敲擊，500 ms 為7.9 次，能夠看到的次數(shù)與截取的起始時刻有關(guān)，在7～8 次之間。共軌管端部軸向結(jié)構(gòu)振動頻率主要在1 100 Hz～1 500 Hz 范圍內(nèi)，噪聲頻率范圍稍窄。

圖1 4 缸機共軌管軸向加速度級及駕駛員耳旁聲壓級

3 缸機振動噪聲測試結(jié)果如圖2所示，圖中水平虛線刻度值表示峰值頻率中心值。共軌管軸向加速度峰值頻帶仍在1 100 Hz～1 500 Hz 范圍內(nèi)，中心頻率提高80 Hz，發(fā)動機點火順序為1-2-3，通過與第1 缸噴油器電磁閥控制信號方波電流發(fā)生時刻對比可知，敲擊聲發(fā)生在第1 缸和第3 缸噴油器針閥關(guān)閉后，與4 缸機相同，敲擊聲均發(fā)生在靠近共軌管兩端的噴油器針閥關(guān)閉后。3 缸機發(fā)動機懸置等結(jié)構(gòu)傳遞路徑與4 缸機差別較大，其發(fā)動機艙敲擊聲較明顯而車內(nèi)無敲擊聲，車內(nèi)無敲擊聲主要是結(jié)構(gòu)傳遞路徑不同。

圖2 3 缸機共軌管軸向加速度級及發(fā)動機艙聲壓級

2 燃油管道中水擊波分析

為了解3 缸機和4 缸機出現(xiàn)相近敲擊聲的原因，建立如圖3所示的4 缸機燃油管道內(nèi)流場幾何模型。進油管上游為高壓油泵出油單向閥，出油管長度包括噴油器管道內(nèi)流道長度，圖中帶圈數(shù)字序號表示各缸編號。

圖3 燃油管道內(nèi)流場幾何模型

設(shè)出油管的長度為l，水擊波在燃油中傳播速度為c，水擊波壓力相對于平衡位置波動幅值為Δp，某缸噴油器針閥開啟后出油管中壓力為p0，某缸噴油器針閥開啟后出油管內(nèi)燃油速度為+v0。其他各缸噴油器針閥及進油管上游的高壓油泵出油單向閥都是關(guān)閉的，共軌管的長度和容積較大，與其余未噴油的出油管及進油管可看作一個封閉容器。某缸噴油器針閥從開啟到關(guān)閉后上游水擊波在閥門至出油管入口之間振蕩一個周期可分為增壓逆波、減壓順波、減壓逆波、增壓順波4 個階段。圖4為出油管中水擊波過程，觀測點為出油管與共軌管交界面中心點處。

圖4 出油管3 中水擊波過程

由于燃油具有一定的慣性和可壓縮性，針閥關(guān)閉后，該缸出油管內(nèi)燃油速度+v0自噴油器針閥到出油管與共軌管交界面處逐漸降低為0，壓力從p0依次增大到p0+Δp，在l/c時刻整個管道內(nèi)的燃油速度都為0，壓力都為p0+Δp，此為水擊波傳播的第1 階段，稱為增壓逆波。第2 階段是減壓順波，因為該缸出油管內(nèi)壓力比共軌管內(nèi)壓力高Δp，出油管內(nèi)燃油在壓差作用下膨脹倒流進共軌管，出油管內(nèi)燃油速度自管口到針閥由0 反向增大到-v0，壓力則從p0+Δp減小到p0。第3 階段是減壓逆波，出油管內(nèi)燃油因慣性作用繼續(xù)流出，閥門斷流，速度由-v0減小到0，壓力則從p0減小到p0-Δp。第4 階段是增壓順波，至3l/c時刻，由于共軌管內(nèi)壓力比出油管內(nèi)壓力高，在壓差作用下燃油再次進入管內(nèi)，管內(nèi)速度由0 恢復(fù)到+v0，壓力則從p0-Δp恢復(fù)到p0，至4l/c時刻管內(nèi)燃油狀態(tài)及管道變形都恢復(fù)到閥門關(guān)閉時刻，若此過程無能量損失則一直重復(fù)這4 個階段。根據(jù)茹可夫斯基水擊波公式，假設(shè)針閥是瞬間關(guān)閉的，則有式（1），若閥門有一定關(guān)閉時長，則有式（2）。

式中，ρ為燃油密度，隨溫度和壓力變化；l為出油管的長度，取l=0.168 m；T為水擊波相長；Ts為噴油器針閥關(guān)閉時長；v為閥門不完全關(guān)閉時的剩余流速，因為噴油器針閥是完全關(guān)閉的，因此v=0。K為燃油體積彈性模量，隨溫度和壓力變化；E為管壁材料彈性模量，取E=200 GPa；d為出油管的內(nèi)直徑，取d=0.004 m；δ為管壁厚，取δ=0.005 m。根據(jù)平面波理論［16］，出油管中水擊波頻率f1由式（5）確定。

從式（1）～式（5）可以看出，水擊波壓力Δp與燃油質(zhì)量和動量及噴油器針閥關(guān)閉快慢、出油管的長度和水擊波速c有關(guān)，水擊波速c又與管壁材料彈性模量、管壁厚度及燃油體積模量和密度有關(guān)，隨壓力和溫度變化而變化。共軌管的長度L=0.34 m，燃油中聲速為C0，不計進、出油管影響，共軌管中燃油聲腔模態(tài)頻率f2可由式（6）計算。

根據(jù)式（4）～式（6）和文獻(xiàn)［17］中所提供的柴油在不同溫度和壓力下的密度和常溫下汽柴油密度比值，汽油、柴油物性相似。燃油在不同溫度和不同壓力下的體積彈性模量和密度如表1、表2所示。

表1 不同溫度下燃油參數(shù)

表2 不同壓力下燃油參數(shù)

在20 MPa 壓力下，取表1中的參數(shù)，計算不同溫度下共軌管燃油中聲速、水擊波速、水擊波頻率、聲腔模態(tài)頻率如表3所示。由表3可以看出，在一定燃油壓力條件下，水擊波頻率和共軌管中聲腔模態(tài)頻率都隨溫度升高而降低，水擊波頻率與共軌管中聲腔模態(tài)頻率接近，與圖1中共軌管振動噪聲的峰值頻率相差較大。

表3 不同溫度下水擊波參數(shù)計算結(jié)果

在20 ℃溫度下，取表2中的參數(shù)，計算不同壓力下共軌管燃油中聲速、水擊波速、水擊波頻率、聲腔模態(tài)頻率如表4所示。由表4可以看出，在一定燃油溫度條件下，共軌管中水擊波頻率和共軌管中聲腔模態(tài)頻率都隨燃油壓力升高而升高，水擊波頻率與共軌管中聲腔模態(tài)頻率接近，與圖1中共軌管振動噪聲的峰值頻率相差較大。

表4 不同壓力下水擊波參數(shù)計算結(jié)果

將圖3中共軌管的內(nèi)腔長度更改為0.26 m，出油管的個數(shù)更改為3 個，同表3方法計算3 缸機共軌管聲腔模態(tài)頻率結(jié)果如表5所示。從表5中可以看出，共軌管縮短后，共軌管聲腔模態(tài)頻率與水擊波頻率相差較大，但3 缸機水擊振動噪聲與4 缸機相近，需進一步分析。

表5 3 缸機不同溫度下水擊波參數(shù)計算結(jié)果

3 燃油管總成內(nèi)燃油聲腔模態(tài)分析

前文根據(jù)平面波理論計算的等截面圓柱共軌管聲腔模態(tài)并沒有考慮各缸出油管及進油管的影響，因此建立燃油管總成包括進出油管管道內(nèi)燃油有限元模型，燃油聲速取1 469 m/s，密度取741 kg/m3，采用二階四面體單元，單元尺寸1 mm，單元數(shù)量為267 140，節(jié)點數(shù)量為420 363，可壓縮流體，剛性邊界無阻尼。前6 階聲腔模態(tài)頻率和振型計算結(jié)果如圖5所示。從圖中可以看出，第1 階模態(tài)頻率1 693 Hz，0 聲壓節(jié)點位于共軌管中部，最高聲壓位于第1 缸噴油器針閥處，最低聲壓位于進油管進口處。其余各階除第2 階外，最高、最低聲壓均出現(xiàn)在各缸噴油器針閥處。

圖5 4 缸機燃油管總成聲腔模態(tài)

4 共軌管內(nèi)水擊波壓力分布及共軌管軸向力對比

共軌管端部受到交變的水擊波沖擊而發(fā)生振動噪聲，振動噪聲只與動態(tài)力有關(guān)，與靜態(tài)力無關(guān)，因此可以略去流場平均壓力和速度，只考慮動態(tài)壓力和速度對振動噪聲的影響，從而簡化模擬過程。按圖3所示流場數(shù)值模型，燃油聲速為1 469 m/s，燃油密度為741 kg/m3，動力黏度為0.001 Pa·s，剛性光滑壁面無傳熱。將進油管口設(shè)為0 Pa 壓力入口，分別將各缸噴油器針閥處設(shè)為速度出口，速度出口施加時長為1 個周期的正弦波速度激勵，最大速度幅值為5 m/s，周期為0.5 ms，流場初始速度和壓力均設(shè)為0，模擬噴油器針閥關(guān)閉后水擊波在管道內(nèi)的傳播情況。用格子波爾茲曼方法（lattice Boltzmann method，LBM）［18］求解瞬態(tài)流場壓力和速度值，再用壓力與共軌管軸向方向的面積積分計算共軌管軸向方向受到的動態(tài)沖擊力F，計算結(jié)果見圖6。圖6（a）為模擬第1 缸噴油器針閥關(guān)閉后水擊波壓力監(jiān)測點分布示意圖，在共軌管中心線上布置4 個場點監(jiān)測器監(jiān)測共軌管兩端和第2 缸、第3 缸出油管口截面處的壓力值。圖6（b）為對應(yīng)圖6（a）中4 個監(jiān)測點水擊波壓力分布計算結(jié)果。從圖6（b）中可以看出，共軌管中壓力波不是單頻正弦波，而是多個頻率疊加，經(jīng)傅立葉變換后頻率為1 710 Hz 和2 711 Hz，與圖5計算的燃油管總成聲腔模態(tài)頻率1 693 Hz、2 715 Hz接近。壓力波峰值在共軌管中分布呈現(xiàn)兩端大中間小的趨勢，且1 處與4 處相位相反，2 處與3 處相位相反。圖6（c）為各缸噴油器針閥分別關(guān)閉后共軌管軸向力計算結(jié)果對比。從圖中可以看出，第1 缸和第4 缸噴油器針閥關(guān)閉后引起的共軌管軸向力波峰值最大，第2 缸、第3 缸較小，與實測共軌管端水擊振動及其輻射的敲擊聲分布情況一致。

圖6 水擊波壓力模擬計算結(jié)果

測量數(shù)據(jù)顯示3 缸機車內(nèi)外敲擊聲出現(xiàn)在第1缸、第3 缸噴油器針閥關(guān)閉后，4 缸機出現(xiàn)在第1 缸、第4 缸噴油器針閥關(guān)閉后，與計算的共軌管內(nèi)聲腔模態(tài)聲壓中間小兩端大的結(jié)果分布一致。水擊波模擬計算結(jié)果為靠近共軌管兩端的噴油器閥門關(guān)閉后水擊波引起的共軌管軸向力最大。由此可見，位于管道內(nèi)聲腔模態(tài)聲壓分布較高位置的噴油器針閥關(guān)閉后的水擊波激發(fā)了管道內(nèi)燃油聲腔模態(tài)，增大了水擊效應(yīng)，水擊波沖擊管端從而發(fā)出敲擊振動噪聲。

5 供油系統(tǒng)參數(shù)變化對水擊振動噪聲的影響

車輛運行工況變化時，供油系統(tǒng)燃油壓力、噴油器噴油脈寬等參數(shù)實時變化，水擊振動噪聲也跟隨變化。圖7為怠速P 擋加減速時供油系統(tǒng)參數(shù)瞬時值。圖7中第1 階段為加速階段，加速時噴油器電磁閥和高壓油泵進油電磁溢流閥均存在脈沖寬度調(diào)制（pulse width modulation，PWM）電流，發(fā)動機轉(zhuǎn)速上升，高壓油泵流量增大，油泵泵油量大于噴油器噴油量，共軌管內(nèi)的油壓急劇上升，此時共軌管內(nèi)壓力脈動主要以油泵泵油壓力脈動為主，圖6（a）所示點1 處共軌管1 缸端軸向加速度較小，車內(nèi)外聽不見嗒嗒敲擊聲。如圖7中第2 階段所示，當(dāng)發(fā)動機曲軸轉(zhuǎn)速上升到2 200 r/min 左右時松開節(jié)氣門踏板后發(fā)動機轉(zhuǎn)速開始下降，高壓油泵進油電磁溢流閥電流隨后斷開，噴油器電流在斷油策略控制下已經(jīng)提前斷開，共軌管軸向加速度最小，共軌管內(nèi)壓力已經(jīng)達(dá)到最大值，高壓油泵安全閥開啟，此期間沒有敲擊聲。如圖7中第3 階段所示，當(dāng)轉(zhuǎn)速降低到1 500 r/min 左右時，噴油器電磁閥出現(xiàn)PWM 電流，噴油器開始噴油，共軌管內(nèi)壓力加速下降，共軌管軸向加速度先增大后減小，車內(nèi)敲擊聲也先增大后減小，高壓油泵進油電磁溢流閥電流仍處于斷開狀態(tài)，直到共軌管內(nèi)壓力降低到設(shè)定的某個值或節(jié)氣門開度增大時，高壓油泵才開始泵油。第3 階段水擊振動噪聲出現(xiàn)先增大后減小現(xiàn)象與噴油脈寬變化和流場結(jié)構(gòu)參數(shù)有關(guān)?，F(xiàn)有的發(fā)動機控制系統(tǒng)設(shè)計都是將噴油器噴油脈寬時刻設(shè)計在高壓油泵出油單向閥關(guān)閉之后，若能設(shè)計在單向閥關(guān)閉之前，水擊波發(fā)生時整個管道就形成一端開口管道，壓力波會傳遞至高壓油泵內(nèi)復(fù)雜管道結(jié)構(gòu)直到燃油箱，對共軌管內(nèi)水擊波能量衰減會有一定作用，但是可能會造成油泵及上游管道沖擊異響，文獻(xiàn)［19］研究認(rèn)為供油、噴油相位調(diào)整可以在一定程度上抑制共軌管內(nèi)壓力波動。

圖7 各參數(shù)隨發(fā)動機轉(zhuǎn)速變化對比

6 流場結(jié)構(gòu)變化對水擊振動噪聲的影響

燃油管道壁面邊界的改變會改變水擊壓力波在管道中的傳播，圖8為共軌管軸向投影局部圖。如圖8所示在出油管兩段互相垂直的流道交界面處設(shè)置一個直徑1.0 mm、長度2 mm 的阻尼孔，能夠消除所有工況和環(huán)境條件下共軌管敲擊振動噪聲。阻尼孔長度不變而直徑增大到1.3 mm 時，車內(nèi)開始有可聽敲擊聲，共軌管端軸向振動加速度增大。直徑增大到2.0 mm 時敲擊聲與無阻尼孔時相當(dāng)，水擊振動噪聲對阻尼孔直徑變化靈敏，在一定尺寸范圍內(nèi)對長度變化不靈敏。阻尼孔直徑為1.3 mm、長度為0.5 mm 時，車內(nèi)外出現(xiàn)一個1 350 Hz 的嘯叫聲，這是因為小孔長徑比太小使燃油產(chǎn)生了氣穴嘯叫，頻率為結(jié)構(gòu)振動頻率。阻尼孔設(shè)置在哪一缸噴油器所在的出油管道內(nèi)，該缸噴油器針閥關(guān)閉后的水擊振動噪聲就降低或消除。圖9為阻尼孔長度保持0.5 mm 不變而直徑在1.0 mm～1.5 mm 范圍內(nèi)變化時，共軌管軸向力隨阻尼孔直徑變化圖。從圖9中可以看出，共軌管軸向力隨阻尼孔直徑變化明顯，與檢測到的水擊振動噪聲隨阻尼孔直徑變化趨勢一致。共軌管軸向力波形由無阻尼孔時的兩個頻率變?yōu)閱晤l正弦波，且頻率隨阻尼孔直徑縮小而降低，與計算的燃油聲腔模態(tài)頻率變化趨勢相同，共軌管軸向力波形或水擊壓力波形由被激發(fā)的燃油聲腔模態(tài)振型和頻率決定，在管道中不同位置波形不同。

圖8 出油管有無阻尼孔示意圖

圖9 共軌管軸向力隨阻尼孔直徑變化對比

7 管道結(jié)構(gòu)變化對水擊振動噪聲的影響

用力錘敲擊測量4 缸機共軌管總成裝配狀態(tài)下軸向振動頻率響應(yīng)函數(shù)，如圖10所示。頻率響應(yīng)函數(shù)在1 284 Hz、1 409 Hz 均出現(xiàn)一個較大峰值，該頻率振動相位都出現(xiàn)180°反轉(zhuǎn)，敲擊聲及共軌管敲擊振動加速度峰值頻率與該頻率接近。測量3缸機共軌管軸向振動頻率響應(yīng)函數(shù)峰值為1 329 Hz、1 399 Hz。共軌管軸向敲擊振動頻率和敲擊聲頻率與共軌管結(jié)構(gòu)動力學(xué)性能有關(guān)。文獻(xiàn)［20］中研究說明圓柱殼內(nèi)部介質(zhì)為空氣時，聲激勵作用下聲腔模態(tài)與結(jié)構(gòu)模態(tài)耦合與否對殼體振動及內(nèi)部聲場影響很小。當(dāng)殼體受力激勵作用時，外場聲輻射與殼體結(jié)構(gòu)模態(tài)有關(guān)；當(dāng)殼體受聲激勵作用時，外場聲輻射與殼體結(jié)構(gòu)模態(tài)、聲腔模態(tài)有關(guān)，與本文所描述的問題具有相似性。

圖10 4 缸機共軌管軸向振動頻率響應(yīng)函數(shù)

計算4 缸機共軌管裝配約束狀態(tài)下的模態(tài)頻率和振型，計算結(jié)果如表6所示，模態(tài)振型如圖11所示。計算3 缸機共軌管裝配狀態(tài)下結(jié)構(gòu)模態(tài)，第1階振型為支座側(cè)傾彎曲，頻率為1 110 Hz；第2 階振型為共軌管扭轉(zhuǎn)，頻率為1 373 Hz；第3 階振型為支座縱向彎曲，頻率為1 916 Hz。在共軌管兩端及中間布置三向加速度傳感器作工作振型（operational deflection shapes，ODS）分析，在1 100 Hz～1 500 Hz內(nèi)振型為沿共軌管軸向整體平動耦合輕微側(cè)向平動。

圖11 4 缸機共軌管模態(tài)振型

表6 4 缸機共軌管模態(tài)計算結(jié)果

為驗證共軌管結(jié)構(gòu)動力學(xué)性能對水擊振動噪聲的影響，將4 個噴油器支座沿共軌管軸向連成一個整體，計算其模態(tài)頻率和振型。第1 階振型為支座側(cè)傾彎曲，頻率為1 241 Hz；第2 階振型為共軌管扭轉(zhuǎn)，頻率為1 439 Hz；第3 階振型為共軌管橫向彎曲，頻率為1 936 Hz；第4 振型為共軌管橫向二階彎曲，頻率為2 730 Hz；第5 階振型為支座縱向彎曲耦合共軌管橫向彎曲，頻率為3 008 Hz。測量裝配狀態(tài)軸向振動頻率響應(yīng)函數(shù)峰值為1 770 Hz，怠速穩(wěn)態(tài)工況下車內(nèi)敲擊聲降低，共軌管1 100 Hz～1 500 Hz 內(nèi)軸向振動加速度降低。共軌管壁厚加厚，各缸支座單獨加強后，水擊振動噪聲無變化。

8 結(jié)論

（1）共軌管端部水擊振動噪聲主要發(fā)生在靠近共軌管端部所在的缸噴油器針閥關(guān)閉后，靠近共軌管中部聲腔模態(tài)節(jié)點的噴油器針閥關(guān)閉后水擊振動噪聲較小，與管道內(nèi)燃油聲腔模態(tài)聲壓分布有關(guān)。

（2）3 缸機和4 缸機共軌管管道結(jié)構(gòu)模態(tài)頻率和振型相近，水擊振動噪聲頻率在同一頻帶范圍內(nèi)，水擊振動噪聲響應(yīng)頻率和振型與共軌管結(jié)構(gòu)模態(tài)頻率和振型有關(guān)。

（3）燃油壓力和噴油器噴油脈寬變化、燃油管道內(nèi)流場結(jié)構(gòu)變化和管道結(jié)構(gòu)動力性能變化，都對水擊振動噪聲有影響。