發(fā)動機噪聲源分析及降噪研究

朱鴻，曹繼民

(1.同濟大學 汽車學院，上海 201804；2.上海新動力汽車科技股份有限公司，上海 200438)

0 前言

汽車噪聲不僅影響駕乘人員的身體健康和工作效率，同時也造成了嚴重的噪聲污染。發(fā)動機是汽車的主要噪聲源，因此確定發(fā)動機的主要噪聲源，并對其進行控制，對降低整車噪聲有著重大意義。

本文以某6缸柴油發(fā)動機為例，通過試驗測試其不同狀態(tài)和工況下的噪聲分布，得到較完整的整機噪聲輻射特性，從而識別發(fā)動機的主要噪聲源和對應的噪聲貢獻量，為改進發(fā)動機的設計和降低噪聲提供了依據(jù)。

1 發(fā)動機噪聲分類和一般控制

發(fā)動機噪聲按其產(chǎn)生機理，可分為機械噪聲、燃燒噪聲和空氣動力性噪聲[1]，其傳遞路徑如圖1所示。

圖1 發(fā)動機噪聲的傳遞路徑

發(fā)動機的活塞對氣缸套的撞擊，以及齒輪、配氣機構和噴油系統(tǒng)等運動件之間因機械撞擊產(chǎn)生的振動所激發(fā)的噪聲[2]被稱為“機械噪聲”。發(fā)動機各運動件之間，以及運動件與固定件之間由于周期變化的機械作用力作用而產(chǎn)生的噪聲，往往需要從降低激振力、降低零部件對激振力的響應和控制結構噪聲這3方面進行控制[3]。

一般認為，由于氣缸內燃氣燃燒所形成的壓力振動通過氣缸蓋—活塞—連桿—曲軸—機體途徑向外輻射的噪聲是燃燒噪聲，即在實際工作時，氣缸內周期性變化的氣體壓力作用下產(chǎn)生的噪聲。燃燒噪聲的主要控制措施有優(yōu)化燃燒室設計、縮短發(fā)火延遲期等。

由氣體擾動及氣體與其他物體相互作用而產(chǎn)生的噪聲被稱為空氣動力噪聲，主要包括進氣噪聲和排氣噪聲，其影響因素主要有發(fā)動機的轉速、氣缸數(shù)和負荷等。

2 發(fā)動機噪聲源識別

2.1 識別方法

鉛屏蔽測試技術是噪聲源識別的傳統(tǒng)方法，對測試條件要求較高。在全封閉的半消聲試驗室進行試驗，排除風速的影響，試驗室頂棚和四周的墻壁均由尖劈吸聲材料覆蓋，A計權背景噪聲為32～36 dB，遠低于一般發(fā)動機的怠速噪聲。試驗用鉛皮材料兼有吸聲和屏蔽噪聲特性，保證試驗中發(fā)動機發(fā)聲部件全覆蓋，以滿足試驗精度和數(shù)據(jù)一致性的要求。

2.2 試驗方案

試驗采用主觀評價與實際測試相結合的方式。首先確定10人以上評判人員，按照一定的噪聲評價標準對發(fā)動機的進氣、排氣、自由端和飛輪端這4個端面依次打分，并查找易對人耳造成不適的主要發(fā)聲部件，具體評價標準詳見表1。然后，預估發(fā)動機的主要發(fā)聲部件，根據(jù)已有經(jīng)驗和國內外文獻論述，將該6缸柴油機的缸蓋罩殼、燃油濾清器、增壓器、油底殼、排氣管(含隔熱罩)、油泵(含共軌油管)等作為屏蔽對象；逐一拆除屏蔽層，分別測試標定工況、扭矩工況和怠速工況下的整機聲功率，計算每個發(fā)聲部件的噪聲貢獻量。

表1 噪聲評價標準

2.3 整機噪聲主觀評價

共計11人參與了該發(fā)動機的主觀評價，整機得分6.81分，在可以接受(6分)和滿意(7分)范圍內。其中自由端面噪聲7.09分，進氣端面7.18分，排氣端面5.91分，飛輪端面7.11分，排氣端面得分最低，并存在“噠噠”異響和明顯的增壓器同步噪聲。

2.4 發(fā)動機噪聲源試驗

用鉛層屏蔽發(fā)動機的主要發(fā)聲部件，并逐一拆除油泵(含共軌)、燃油濾清器油底殼、增壓器、排氣管(含隔熱罩)和缸蓋罩殼的鉛屏蔽層，測試發(fā)動機主要工況下的聲功率級，其中發(fā)動機怠速轉速為750 r/min，最大扭矩工況點轉速為1 600 r/min(最大扭矩1 000 N·m)，額定功率工況點轉速為2 200 r/min(額定功率192 kW)。測試結果見表2。根據(jù)表2計算出主要工況下各個部件的噪聲貢獻量，結果見表3。

表2 噪聲測試結果

表3 主要工況下的噪聲貢獻度分析

結果表明，機體及其他零部件是最大的噪聲源，在3種工況下，其最高貢獻度約64.0%，原因可能是發(fā)動機燃燒噪聲大，以及機體內部如曲軸、曲柄連桿機構等運動件配合差。

排氣管(含隔熱罩)也是主要的噪聲源。在怠速工況和標定工況下，排氣管(含隔熱罩)的噪聲貢獻度占比超過20.0%，遠高于其他重要發(fā)聲部件。

在怠速工況下，除機體及其他零部件和排氣管(含隔熱罩)以外，缸蓋罩殼是噪聲傳播的主要來源，發(fā)動機內部的燃燒噪聲和運動件噪聲易通過缸蓋罩殼等向外輻射。

因此，將發(fā)動機的排氣管(含隔熱罩)、機體及其他零部件、缸蓋罩殼和增壓器等作為主要噪聲源，分別采用對應措施進行降噪控制。

3 發(fā)動機降噪控制

3.1 排氣管(含隔熱罩)噪聲控制

由表3可知，在怠速、扭矩和標定工況下，排氣管(含隔熱罩)的噪聲貢獻度分別為21.6%、14.9%和21.1%，是發(fā)動機的主要噪聲源。該發(fā)動機排氣管采用了常用的不銹鋼隔熱罩(圖2)，隔熱罩平面無明顯加強筋。在發(fā)動機運行過程中，不銹鋼隔熱罩存在密集的固有振動頻率，如圖3所示。固有振動頻率易耦合導致共振，發(fā)出與主觀評價一致的“噠噠”聲。

圖2 不銹鋼隔熱罩

圖3 不銹鋼隔熱罩噪聲頻譜

拆除隔熱罩前后的噪聲對比如圖4所示?？梢钥闯觯麢C噪聲差異顯著，整機怠速工況點(750 r/min)的A加權噪聲降低約1.4 dB，額定功率工況點(2 200 r/min)下A加權噪聲降低1.3 dB。

圖4 拆除隔熱罩前后的噪聲對比

隔熱罩噪聲的成因主要有：① 隔熱罩和排氣歧管的振動太大；② 隔熱罩固定方式不合理，可能存在固定點太少且位置不合適，導致束模態(tài)頻率太低，在發(fā)動機標定轉速內會產(chǎn)生共振；③ 隔熱罩結構阻尼太小[4]。

因此，針對排氣管處噪聲，建議采用“三明治”結構的隔熱罩，或者在排氣管高溫對附件無明顯影響的情況下取消隔熱罩，以有效降低整機噪聲。

3.2 機體及其他零部件噪聲控制

機體內部結構復雜，包括曲軸、活塞、曲柄連桿機構等運動件，且機體是燃燒的重要場所，因此其機械噪聲和燃燒噪聲突出。其中，由曲軸扭轉運動產(chǎn)生的噪聲是機體的主要噪聲源。

曲軸的扭振運動往往表現(xiàn)為轉速的不均勻性，使得曲柄連桿機構等產(chǎn)生振動，形成沖擊載荷，導致噪聲增加?？梢圆捎们S雙減振器(圖5)組合減振等方式，使扭振的振動特性發(fā)生變化，從而降低整機噪聲。

圖5 曲軸雙減振器

減振器的降噪效果如圖6所示。使用曲軸雙減振器后，在額定功率工況點的整機A加權噪聲降低約1.5 dB，怠速工況點A加權噪聲降低約1.0 dB，降噪效果顯著。

圖6 曲軸減振器降噪的效果

3.3 缸蓋罩殼噪聲控制

在怠速工況下，發(fā)動機缸蓋罩殼的噪聲貢獻度達到23.7%。經(jīng)模態(tài)測試分析，缸蓋罩殼的前三階模態(tài)分別為159.54 Hz、215.86 Hz和385.29 Hz，表明在發(fā)動機主要點火頻率范圍內存在共振風險，在發(fā)動機運行過程中易通過輻射將缸內噪聲表現(xiàn)出來。

為了降低缸蓋罩殼的輻射噪聲，可以采取增大缸蓋罩殼的阻尼或剛度，如使用多加強筋的剪切罩殼和有減振阻尼效果的半懸浮罩殼等措施，降低整機噪聲。

3.4 增壓器同步噪聲控制

增壓器在升轉速過程中出現(xiàn)的同步噪聲表現(xiàn)如圖7所示。由圖可知，同步噪聲易引起用戶抱怨，與主觀評價相符合。經(jīng)測試，距離排氣管1 m處，增壓器同步噪聲在1 000～2 000 Hz頻率段處較為顯著。

圖7 增壓器同步噪聲頻譜

增壓器的同步噪聲往往來源于轉子不平衡量，當渦輪轉子不平衡量過大時，易形成同步噪聲。在增壓器的性能優(yōu)化過程中，可以通過改變增壓器轉子的不平衡量或改變油膜厚度等方式降低同步噪聲。

4 結語

采用鉛屏蔽測試技術，能較好地區(qū)分各典型噪聲部位對整機運行工況噪聲的貢獻情況，從而確定某型6缸發(fā)動機的主要噪聲源，然后計算得到其在不同工況下的噪聲貢獻量，并依次排序。所得結果可為后續(xù)提升整機噪聲性能提供改進方向。

針對缸蓋罩殼、排氣管隔熱罩、曲軸扭振和增壓器等主要噪聲源，分析了不同部件產(chǎn)生噪聲的機理和特性，并以試驗測試相結合的方法提出了針對性的降噪優(yōu)化方法。通過將原狀態(tài)的缸蓋罩殼調整為多加強筋的剪切罩殼、有減振阻尼效果的半懸浮罩殼，將排氣管隔熱罩由原狀態(tài)的單層不銹鋼改進為“三明治”結構，使用雙減振器等方法降低曲軸扭振，改變增壓器轉子的不平衡量，以及改變油膜厚度等方式減小由增壓器帶來的同步噪聲，均可有效降低整機輻射噪聲。