通過控制活塞振動降低柴油機燃燒噪聲

【日】　Y.Kanda　T.Mori

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燃燒噪聲

通過控制活塞振動降低柴油機燃燒噪聲

【日】Y.KandaT.Mori

現(xiàn)在，乘用車柴油機需要滿足各種不同的要求，如低噪聲、低燃油耗、低排放，以及高輸出功率。改善噪聲的關(guān)鍵是降低燃燒噪聲，也就是降低柴油機敲缸噪聲。降低柴油機敲缸的傳統(tǒng)方法是減少由燃油預噴射引起的燃燒激振力、附加發(fā)動機機體加強筋或利用隔聲罩改善噪聲傳遞特性。然而，這些方法都有負面影響，如燃油經(jīng)濟性惡化、成本/質(zhì)量增加。因此，需要依靠改進發(fā)動機結(jié)構(gòu)來降低噪聲。通過發(fā)動機試驗分析了從活塞、連桿、曲軸到發(fā)動機機體的噪聲傳遞路徑和振動特性，認定活塞共振是噪聲源。為了吸收活塞垂直運動產(chǎn)生的共振能量，設(shè)計了帶有動態(tài)阻尼器的新型活塞銷結(jié)構(gòu)，它能產(chǎn)生與活塞反向的共振。驗證了采用這一新技術(shù)降低柴油機敲缸的效果。

燃燒直噴柴油機共振敲缸

0　前言

在直噴柴油機擴散燃燒過程中，噴油器噴射的燃油會在燃燒室中很快著火，并使氣缸壓力迅速升高而引發(fā)多個區(qū)域自燃[1]。由于快速燃燒可獲得較高的熱效率，未來將會采用預混合壓燃著火(PCCI)[2]和均質(zhì)壓燃著火(HCCI)[3]燃燒方式。然而，從噪聲和振動角度來看，由于快速燃燒導致作用在發(fā)動機部件上的氣缸壓力迅速升高，引起發(fā)動機振動，并會產(chǎn)生間歇性的柴油機敲缸噪聲。為了實現(xiàn)最高的熱效率并降低柴油機敲缸噪聲，必須開發(fā)1種不依賴于燃燒控制的發(fā)動機新結(jié)構(gòu)[4-5]，來降低柴油機敲缸噪聲。

柴油機敲缸的主頻率接近3.15kHz倍頻帶[6]。因此，以3.15kHz倍頻帶為重點，確定了柴油機敲缸的機理，并開發(fā)了降低噪聲的發(fā)動機結(jié)構(gòu)。

1　柴油機敲缸特性

試驗采用直列4缸2.2L直噴柴油機。為了更好地了解柴油機敲缸的頻率特性，故意減少了預噴油量并增加燃燒激振力，以產(chǎn)生明顯不同的柴油機敲缸。圖1為在轉(zhuǎn)速2000r/min，平均有效壓力0.9MPa工況下測得的近場發(fā)動機輻射噪聲頻譜。噪聲峰值出現(xiàn)在頻率3.50kHz左右。

圖1　發(fā)動機敲缸時的近場噪聲頻譜(2.2L柴油機)

此外，通過故意增加燃燒激振力復現(xiàn)了1.5L發(fā)動機的柴油機敲缸現(xiàn)象。圖2為實測的1.5L柴油機的近場噪聲。噪聲峰值也在頻率3.50kHz左右時出現(xiàn)。以下為柴油機敲缸的特征： (1) 柴油機敲缸的主頻率出現(xiàn)在3.00～4.00kHz之間。(2) 測量不同規(guī)格的發(fā)動機時，噪聲峰值也出現(xiàn)在3.00～4.00kHz間。

圖2　發(fā)動機敲缸時的近場噪聲頻譜(1.5L柴油機)

2　柴油機敲缸產(chǎn)生機理

2.1發(fā)動機內(nèi)部零件特性測量

為了解3.00～4.00kHz之間出現(xiàn)噪聲峰值的產(chǎn)生機理，借助試驗手段分析了幾種不同的噪聲傳遞路徑。圖3所示為增大振動峰值的噪聲傳遞的可能路徑。

圖3　噪聲傳遞的可能路徑

首先，分析將激振力從燃燒室傳遞到氣缸蓋和機體的外部系統(tǒng)對噪聲傳遞路徑的影響。通過對安裝好氣缸蓋和機體的發(fā)動機進行錘擊試驗來驗證外部系統(tǒng)產(chǎn)生的影響。如圖4所示為利用1個沖擊錘對燃燒室施加激振力，而圖5所示為測量外部系統(tǒng)若干位置的振動獲得的頻率響應曲線。由于在3.00～ 4.00kHz之間的頻率響應曲線(FRF)中未發(fā)現(xiàn)明顯的振動峰值，因而可以斷定外部系統(tǒng)的傳遞路徑?jīng)]有使振動峰值增大。

圖4　錘擊試驗圖

圖5　用錘擊試驗獲得的外部系統(tǒng)振動響應

隨后，分析將激振力從活塞連桿、曲軸、軸承傳遞到機體的內(nèi)部系統(tǒng)對噪聲傳遞路徑的影響。在燃燒過程中，機油在彈性流體動力潤滑中起著彈簧和阻尼的作用，并由它將激振力傳遞給發(fā)動機內(nèi)部零件。由于彈簧和阻尼的狀況會隨發(fā)動機運行工況及曲軸轉(zhuǎn)角而變化，在靜態(tài)錘擊試驗下很難復現(xiàn)機油的邊界條件。因此在發(fā)動機實際運轉(zhuǎn)時可直接測量內(nèi)部振動性能。

圖6為加速度計在活塞和連桿上的安裝位置，圖7為采用連接臂從往復運動件上獲得信號的方法。如圖7所示，加速度計的連接導線綁在連接臂上(圓圈所示可移動部位除外)，所以連接導線能扭轉(zhuǎn)并連接到發(fā)動機外。利用帶有內(nèi)置放大器的加速度計控制連接臂運行時連接導線扭動引起的電阻變化。

圖6　加速度計的安裝位置

圖8為實測的第4缸燃燒過程中氣缸壓力和振動隨時間變化的曲線。氣缸內(nèi)發(fā)生自燃的那刻，氣缸壓力開始迅速升高，并導致活塞出現(xiàn)振動。隨后振動傳遞到連桿、曲軸，最后傳遞到機體。因此可以得出結(jié)論，燃燒激振力是從內(nèi)部系統(tǒng)傳遞到機體。

圖9為在燃燒過程中氣缸壓力和內(nèi)部零件振動的曲線。氣缸壓力峰值并不出現(xiàn)在3.00～4.00kHz之間。然而，活塞和其他內(nèi)部部零件則在3.00～4.00kHz之間出現(xiàn)明顯的振動峰值。圖10所示為3.50kHz時連桿工作時的形狀偏移。

振動模式的特征如下： (1) 活塞振動最強烈；(2) 連桿小頭端的振幅大于連桿大頭端的振幅，小頭端與大頭端之間的相對位移差證明，連桿像彈簧一樣會伸長和縮短；(3) 曲柄銷軸頸幾乎沒有振動。

因此，我們可以推定，由活塞作為質(zhì)量塊、連桿作為彈簧、曲軸作為固定端組成的單自由度系統(tǒng)(圖11)是頻率3.00～4.00kHz之間出現(xiàn)振動峰值的原因。

圖10　3.50kHz時測得的連桿工作時的形狀偏移

圖11　預測的單自由度系統(tǒng)的共振模型

圖12所示為活塞質(zhì)量、連桿剛度與共振頻率之間的關(guān)系。2.2L發(fā)動機共振頻率出現(xiàn)在3.00～4.00kHz之間。活塞質(zhì)量和連桿彈簧常數(shù)較小的1.5L發(fā)動機，其共振頻率也出現(xiàn)在3.00～4.00kHz之間。只要連桿剛度與活塞質(zhì)量的比例均衡，即使是不同排量的發(fā)動機，共振頻率總是會出現(xiàn)在3.00～4.00kHz之間。

圖12　不同活塞質(zhì)量/連桿彈簧常數(shù)下的共振頻率

3　通過改進發(fā)動機結(jié)構(gòu)降低柴油機敲缸

3.1通過改變發(fā)動機技術(shù)規(guī)格降低敲缸

為了降低在3.00～4.00kHz之間活塞/連桿產(chǎn)生的共振，研究了內(nèi)部結(jié)構(gòu)的改進。首先，分析了如何通過改變活塞質(zhì)量和連桿彈簧常數(shù)來降低傳遞到曲軸的激振力。由于無法明顯改變材料阻尼率，本研究不包括這方面的內(nèi)容。

圖13為分析采用的有限元模型(FEM)。活塞、活塞銷和連桿小頭端均為剛性連接。連桿大頭端、軸承和曲柄銷中心固定端則通過起彈簧作用的機油膜相互連接，機油膜的稠度調(diào)節(jié)到與實測的活塞/連桿共振頻率相匹配。

圖13　分析采用的FEM模型

圖14為改變活塞質(zhì)量和連桿剛度時傳遞到曲軸的激振力發(fā)生變化的預測結(jié)果。當活塞質(zhì)量減小時，傳遞的激振力也隨之降低。然而，想要顯著減小活塞質(zhì)量是不現(xiàn)實的。即使質(zhì)量減小10%，傳遞的激振力僅降低0.4dB。通過降低連桿剛度同樣也能降低傳遞的激振力。但是，由于柴油機的最大氣缸壓力很高，為了滿足可靠性要求，不能降低連桿的剛度。即使剛度降低10%，傳遞的激振力也只能降低0.4dB。因此，可以得出結(jié)論，通過改變發(fā)動機技術(shù)規(guī)格來降低傳遞到曲軸的激振力并非有效的方法。

圖14　活塞質(zhì)量和連桿剛度對傳遞到曲軸的激振力的影響

3.2利用活塞阻尼結(jié)構(gòu)降低敲缸

對能降低活塞振動的新型阻尼結(jié)構(gòu)的可行性進行了研究。圖15所示為1種阻尼結(jié)構(gòu)示意圖，它能在活塞反向產(chǎn)生共振，通過吸收活塞振動能量來降低傳遞的激振力。

圖16所示為用2種動態(tài)阻尼器降低傳遞激振力的預測結(jié)果，這兩種阻尼器的質(zhì)量分別為活塞質(zhì)量的1%和5%。從圖中可以看出，由于共振峰值顯著降低，因而預期振動能明顯降低。隨著阻尼器質(zhì)量的增加，傳遞激振力會降低。

因此，為了降低柴油機敲缸，應增加動態(tài)阻尼器的質(zhì)量。然而，由于安裝空間熱損傷和結(jié)構(gòu)布置等要求，動態(tài)阻尼器的尺寸受到一定限制。考慮到要滿足全部要求，設(shè)計了1種安裝在活塞銷內(nèi)的質(zhì)量為活塞質(zhì)量2.9%～8.7%的新型動態(tài)阻尼器(以下簡稱“銷阻尼器”)。圖17為銷阻尼器的尺寸、工作模式及裝配圖。由于在3.50kHz時出現(xiàn)活塞共振，因而必須將阻尼器的工作頻率設(shè)定在3.50kHz。借助于環(huán)形彈簧區(qū)將阻尼器的工作頻率調(diào)制到3.50kHz。為了滿足應力要求，優(yōu)化了彈簧的直徑和長度。

通過在發(fā)動機上安裝銷阻尼器，驗證了在3.50kHz時共振、內(nèi)部振動和柴油機敲缸影響的降低。對帶或不帶銷阻尼器時的曲柄銷軸頸振動、發(fā)動機機體振動和近場發(fā)動機噪聲進行了比較。圖18示出了質(zhì)量為活塞質(zhì)量2.9%的銷阻尼器的減振效果。正如預測那樣，3.50kHz時曲柄銷振動得以降低，因此，傳遞到曲軸上的激振力也有所降低。由于內(nèi)部零件的振動降低，發(fā)動機機體振動和近場發(fā)動機噪聲均有所降低。

圖15　活塞振動的阻尼機理

圖16　帶有動態(tài)阻尼器時傳遞到曲軸的激振力降低

為了驗證增加銷阻尼器質(zhì)量的減振效果，還對質(zhì)量為活塞質(zhì)量8.7%的銷阻尼器進行了測量。圖19為測量結(jié)果。由圖可見，3.50kHz時曲柄銷振動、發(fā)動機機體振動和近場發(fā)動機噪聲都得以進一步降低。振幅絕對值有所降低，銷阻尼器的有效工作頻率范圍從260Hz增加到460Hz，這表明噪聲能量明顯降低。此外，由聽覺評估證實，噪聲波動得以降低，音質(zhì)有所改善。

以上結(jié)果證實，從噪聲角度來看，可以通過改進發(fā)動機內(nèi)部結(jié)構(gòu)(如活塞和連桿)來降低柴油機的敲缸噪聲。

圖17　銷阻尼器的結(jié)構(gòu)、工作模式和裝配圖

圖18　質(zhì)量為活塞質(zhì)量2.9%的銷阻尼器減振效果

圖19　質(zhì)量為活塞質(zhì)量8.7%的銷阻尼器減振效果

4　結(jié)論

在3.00～4.00kHz之間出現(xiàn)柴油機敲缸特征的噪聲峰值，有關(guān)結(jié)論如下：

(1) 對燃燒過程中活塞、連桿和曲軸的振動測量證實，可知劇烈的振動是由活塞振動引起的。

(2) 活塞振動的機理是由活塞為質(zhì)量塊、連桿為彈簧和曲軸為固定端組成的單自由度系統(tǒng)共振。

(3) 因可靠性要求，活塞質(zhì)量與連桿剛度必須保持比例均衡，因而不同排量的發(fā)動機也會在3.00～4.00kHz之間發(fā)生共振。

(4) 試驗證明，如果采用1種能在活塞反向產(chǎn)生共振的銷阻尼器來吸收振動能量，就能使柴油機的敲缸得到降低。

(5) 當銷阻尼器與活塞銷的質(zhì)量比例增加時，柴油機敲缸會隨之降低。活塞質(zhì)量越輕，阻尼作用越大。

采用更多的新技術(shù)來改善發(fā)動機內(nèi)部系統(tǒng)的振動傳遞特性和隔振，可以使柴油機敲缸噪聲得到明顯改善。

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2015-08-05)