車用增壓直噴汽油機燃燒噪聲試驗研究

楊靖， 張宇， 胡會泳， 馮仁華， 王毅， 李燦

(1. 湖南大學汽車車身先進設計制造國家重點實驗室， 湖南 長沙 410082；2. 重慶理工大學汽車零部件及先進制造技術教育部重點實驗室， 重慶 400054)

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車用增壓直噴汽油機燃燒噪聲試驗研究

楊靖1,2， 張宇1， 胡會泳1， 馮仁華2， 王毅1， 李燦1

(1. 湖南大學汽車車身先進設計制造國家重點實驗室， 湖南 長沙 410082；2. 重慶理工大學汽車零部件及先進制造技術教育部重點實驗室， 重慶 400054)

利用倒拖法對某車用渦輪增壓缸內直噴汽油機空載加速和半載加速工況進行了燃燒噪聲試驗研究。聯合發動機缸內燃氣壓力測試結果，通過分析氣體動力載荷對其燃燒噪聲的影響，進一步探討燃燒噪聲產生的根本原因。試驗結果表明，在中低轉速時，燃燒噪聲隨著發動機負荷的增加而增加，同時燃燒噪聲對整機總聲功率的貢獻值也在隨之增加。在較高轉速時，燃燒噪聲對整機總聲功率的貢獻值隨著發動機負荷的增加變化不顯著。就半載加速和空載加速工況時燃燒噪聲的平均貢獻值來看，空載加速時燃燒噪聲對整機噪聲的平均貢獻值為22.2%，明顯小于半載加速時的43.6%。隨著發動機轉速的提高，最大氣缸壓力及最大壓力升高率總體變化趨勢和燃燒噪聲變化趨勢一致，同時加速時最大氣缸壓力變化對燃燒噪聲的影響更明顯。

汽油機； 燃燒噪聲； 貢獻度； 影響因素

在噪聲控制技術中，噪聲源的準確識別對發展發動機降噪技術至關重要。噪聲識別技術一方面要求能夠準確判斷發聲源的具體位置和在整機噪聲中所占的比重，另一方面還要求能夠根據對聲源信號的進一步處理獲取該噪聲信號的傳播規律、傳播特性和頻譜信息，以方便指導后續的分析優化工作[1]。一般的噪聲源識別方法有表面振速法、選擇機套法、近場聲強法、時域分析法和分別運轉消去法。信號分析法和聲全息技術是隨著精密測量技術的快速發展而衍生出來的新的測量方法，相比于一般測量方法，具有簡便迅速、實時分析和準確度高的特點[2]。

發動機噪聲主要包括機械噪聲和燃燒噪聲，其中燃燒噪聲主要和燃燒過程有關，相比于機械噪聲，燃燒噪聲的產生機理較為復雜。燃燒噪聲主要是由于氣缸內周期性變化的氣體壓力作用而產生，發動機的燃燒速度以及燃燒方式對燃燒噪聲都有影響。同時，發動機的經濟性、動力性以及排放性也會影響燃燒噪聲[3-5]。

不同類型的噪聲，其控制方法亦不同，因此，有效地分離各種噪聲成分，識別它們對發動機噪聲聲功率的影響，對采用合理和有效的措施控制不同類型的噪聲乃至整機的輻射噪聲具有十分重要的意義。所以，正確識別和分離發動機的燃燒噪聲是開展發動機噪聲控制的一個重要基礎。

本試驗以某車用渦輪增壓直噴汽油機為研究對象，采用消去法對該汽油機燃燒噪聲進行測量和分析，從而研究不同轉速、不同負荷下該汽油機的燃燒噪聲情況。最后，為了進一步研究燃燒噪聲的形成機理，結合發動機氣缸壓力分析結果，揭示了不同負荷下動力載荷對燃燒噪聲的影響。

1 發動機燃燒噪聲試驗方法

燃燒噪聲是缸內燃燒過程中產生的，而機械噪聲由機械零部件振動摩擦產生，兩種噪聲的源頭不同，因此可采用疊加能量法和消去法進行分離識別[6]。比如分別測定機械噪聲和整機噪聲，再采取聲壓級計算方法分析計算，所得到的噪聲即為不容易直接測取的燃燒噪聲。

常見的整機燃燒噪聲測量方法有以下兩種。

方法1：在選定的工況下，首先讓所測發動機穩定運行一段時間，測出此時的整機噪聲。接著依次讓每一個氣缸單獨處于不燃燒狀態，然后分別測量出在各個氣缸單獨不工作的情況下的整機噪聲聲功率，和正常穩定運轉情況下的發動機噪聲聲功率對比就能夠計算出各缸的燃燒噪聲，最后各缸合成的聲功率就是要求的發動機燃燒噪聲聲功率[7]。

方法2：首先在選定的工況下讓所測發動機穩定工作，然后測得此時的整機聲功率，接著用測功機來倒拖該發動機至相應的運行工況下，再測得此時的整機聲功率，此時測到的噪聲為其他噪聲聲功率，不包含燃燒噪聲，最后將兩種噪聲聲功率進行合成計算，就可以求得燃燒噪聲以及它對整機噪聲的貢獻值[8]。

本研究采用方法2，首先讓發動機依次處于空載和半載工況，測得各個轉速下的前側面、頂面、進氣側和排氣側的1 m聲壓級。然后采用倒拖發動機的方法測得對應工況下對應位置的1 m聲壓級，根據測量結果計算出平均聲壓級，然后再根據計算公式即可得出發動機在正常運行下的噪聲聲功率和倒拖狀態下的聲功率，兩者相減即為燃燒噪聲的聲功率。其貢獻值由燃燒噪聲和發動機正常工作時噪聲的聲功率比值獲得,根據燃燒噪聲的聲功率，再利用聲功率、聲功率級和聲壓級的換算公式推出燃燒噪聲的聲壓級。

通過發動機前側面、頂側面、進氣側和排氣側的傳感器測得聲壓值，然后進行1 m平均聲壓級計算。本次試驗測試環境是在標準條件下，并且是在測量點噪聲與背景噪聲之差遠小于10 dB的半自由聲場消聲室進行。平均聲壓級計算公式如下：

(1)

聲功率級和聲壓級的換算則用式(2)：

(2)

式中：LW為A計權聲功率級；S為目標機包絡面面積，由發動機實際尺寸測得；S0為面積基準值[9]。

聲功率和聲功率級的換算按照下式進行：

W=10(0.1LW-12)。

(3)

式中：W為聲功率。

聲功率可以線性疊加，整機噪聲聲功率和機械噪聲聲功率相減即為燃燒噪聲聲功率。再根據燃燒噪聲的聲功率，利用上述公式換算出燃燒噪聲聲壓級。

根據下式，可計算出燃燒噪聲對整機的貢獻度。

(4)

式中：η為燃燒噪聲對整機的貢獻度。

2 燃燒噪聲試驗設備及過程

2.1 發動機基本參數及測試設備

本試驗發動機基本參數見表1。

表1 試驗發動機基本參數

本研究涉及的噪聲源識別試驗在天津大學進行，實驗室長、寬、高分別為11.4m，7.2m，6.9m。該實驗室四周和地面進行過消聲處理，避免了外界噪聲和試驗噪聲的相互干擾，其最低環境背景噪聲僅有18dB。本次試驗所需的測量參數主要有缸壓、噪聲源信號、缸蓋表面振動信號、進排氣壓力和溫度。主要試驗設備見表2。

表2 主要試驗設備

2.2 試驗過程

本次試驗中最關鍵的是發動機在穩定工況下拖動噪聲的測量。在測量開始時，先將發動機起動至國家標準規定的穩定狀態，即發動機的機油溫度、冷卻液溫度均達到正常工作狀態下的溫度，然后進行整機噪聲的測量，依次對發動機在空載和半載條件下各個轉速工況對應的燃燒噪聲進行測量。

按照GB/T1895—2000的要求進行測點布置和整機輻射噪聲測量,試驗時聲壓傳感器布置見圖1。由于發動機底面離地面距離很小，發動機后端面連接有測功機，發動機的底面和后端面不方便聲壓傳感器的布置，故只分別對進氣和排氣側、前側和頂面距發動機包絡面1m處的聲壓級進行測量。

圖1 聲壓傳感器布置

3 燃燒噪聲試驗結果

3.1 空載加速工況燃燒噪聲試驗結果

圖2示出發動機空載時各個轉速下進排氣側、前側和頂面位置的發動機整機噪聲和除去其他噪聲之后的燃燒噪聲1m聲壓級測量數據。 從圖中可以看出，在進氣側，發動機轉速為1 400r/min時，整機噪聲為76.3dB，燃燒噪聲為64.1dB，但當發動機轉速為4 000r/min時，整機噪聲為89.25dB，燃燒噪聲為86.12dB，由此可以看出，隨著發動機轉速的提高，燃燒噪聲對整機噪聲的貢獻增加。此外，當發動機轉速為2 600r/min時，燃燒噪聲出現了明顯的波動，這是因為此轉速下發動機燃燒得到改善，使得燃燒噪聲下降。

圖2 空載工況各轉速下進排氣側、前側和頂面位置的燃燒噪聲

與進氣側類似，在排氣側，發動機轉速為2 600r/min時，燃燒噪聲也出現了明顯波動。在空載工況時，前側面和頂面的燃燒噪聲也隨著發動機的加速而不斷提高。綜合對比可知，發動機燃燒噪聲在空載加速工況時，均隨著轉速的提高而逐漸升高，分析原因可知，發動機轉速增加時噴油速率及噴油量均增加，燃燒室內可點燃油氣混合物增加，燃燒更劇烈充分，缸內氣體壓力波傳播速度更快。綜合對比可知，對于整機噪聲，排氣側燃燒噪聲的貢獻量最小，頂面燃燒噪聲的貢獻度最大。

圖3示出空載工況各轉速下燃燒噪聲1m平均聲壓級的變化。從圖中可以看出，燃燒噪聲平均聲壓級在加速過程的變化規律和各個側面位置燃燒噪聲變化規律大致相同，發動機轉速為2 600r/min和3 800r/min時，燃燒噪聲也出現了明顯波動。

圖3 空載工況各轉速下燃燒噪聲1 m平均聲壓級

在圖4中，空載工況各轉速下燃燒噪聲對整機噪聲的貢獻值從1 600r/min時的8.5%上升到2 400r/min時的29.1%，最后在20.1%～30.5%范圍內波動。分析燃燒噪聲對整機噪聲的貢獻值變化能夠得出，空載加速工況時，相對于其他噪聲成分，燃燒噪聲所占比例較小，其他噪聲為整機噪聲的主導成分。

圖4 空載工況各轉速下燃燒噪聲對整機噪聲的貢獻值

3.2 半載加速工況燃燒噪聲試驗結果

圖5示出發動機半載時各個轉速工況下不同位置的發動機整機噪聲和除去其他噪聲之后的燃燒噪聲1m聲壓級測量數據。分析圖5可知，在半載工況下，發動機的整機噪聲和燃燒噪聲均隨著轉速的提高而逐漸升高。但是，在少數轉速下燃燒噪聲呈現下降趨勢，例如在3 800r/min時的進氣側和前側面、3 600r/min時的排氣側，燃燒噪聲都出現了下降。在圖5中對比各個側面燃燒噪聲和其他噪聲對整機噪聲的貢獻比例可以看出，各個側面的燃燒噪聲在中低轉速時對整機噪聲影響最大，高速階段影響最小。

圖5 半載工況各轉速下進排氣側、前側和頂面位置的燃燒噪聲

圖6示出半載工況各轉速下燃燒噪聲1m平均聲壓級變化。從圖中可以看出，半載工況時燃燒噪聲平均聲壓級在加速過程的變化規律和各個側面位置燃燒噪聲變化規律大致相同。同樣，在轉速為3 800r/min及其相鄰轉速時，燃燒噪聲出現了陡然下降的趨勢。

圖6 半載工況各轉速下燃燒噪聲1 m平均聲壓級

圖7示出半載工況各轉速下燃燒噪聲相對整機噪聲的貢獻值變化。從圖7中可看出，半載工況各轉速下燃燒噪聲對整機噪聲的貢獻值從1 600r/min時的43.9%上升到2 200r/min時的60.1%，之后開始下降，在3 800r/min時降到最低，為18.9%。同樣，通過分析燃燒噪聲對整機噪聲的貢獻值變化能夠得出，在半載工況的中低轉速時，燃燒噪聲占主要成分，在高速階段時，和空載加速工況時的情況大致相同，相對于其他噪聲成分，燃燒噪聲所占比例較小，其他噪聲為整機噪聲的主導成分。

圖7 半載工況各轉速下燃燒噪聲對整機噪聲的貢獻值

3.3 不同負載下燃燒噪聲對比

圖8示出空載和半載工況時不同轉速下的燃燒噪聲1m平均聲壓級變化。從圖中可以看出，燃燒噪聲受發動機負荷的影響，負荷越大，燃燒噪聲越大，在中低轉速尤為明顯，在高速階段負荷變化對燃燒噪聲幾乎沒影響。

圖8 空載和半載工況時不同轉速下燃燒噪聲1 m聲壓級

圖9示出空載和半載工況時不同轉速下燃燒噪聲對整機噪聲貢獻值的變化對比。分析圖中曲線可以看出，發動機負荷影響著燃燒噪聲對整機噪聲的貢獻值，在中低轉速階段影響最大，發動機負荷越大，燃燒噪聲對整機噪聲的貢獻值越大。在高速階段，發動機負荷對貢獻值幾乎沒影響。就半載加速和空載加速工況時燃燒噪聲的平均貢獻值來看，空載加速時燃燒噪聲對整機噪聲的平均貢獻值為22.2%，明顯小于半載加速時的43.6%。

圖9 空載和半載加速下燃燒噪聲對整機噪聲的貢獻值

4 氣體動力載荷對燃燒噪聲的影響

發動機燃燒噪聲產生的根本原因是缸內壓力的變化。相關文獻[10-12]表明，氣體動力載荷中缸內壓力和壓力升高率最大值是影響燃燒噪聲的主要因素。圖10示出了空載工況時不同轉速下最大氣缸壓力及最大壓力升高率的變化趨勢。從圖中可以看出，最大氣缸壓力隨著發動機轉速的提高而增大，而燃燒噪聲隨轉速提高也呈上升趨勢，這是因為氣缸內壓力增大引起動力載荷，此類動力載荷作用在機體上產生噪聲。從局部上看，當發動機轉速為2 550r/min及3 800r/min時，最大氣缸壓力均出現波動。隨著轉速的升高，最大壓力升高率整體呈上升趨勢，但僅在轉速為2 650r/min時最大壓力升高率曲線出現下凹，在3 800r/min時未出現下降趨勢。

上述分析表明，空載時隨著發動機轉速的提高，燃燒噪聲呈上升趨勢的原因是最大氣缸壓力和最大壓力升高率整體升高；在2 600r/min時燃燒噪聲出現下降的原因是最大壓力升高率引起的動力載荷和最大氣缸壓力引起的氣體高頻振動同時減弱；而在3 800r/min時燃燒噪聲出現下降主要是因為該轉速下燃燒性能異常，最大氣缸壓力引起的氣體壓力波傳播速度降低，氣體的高頻振動減弱，該工況下最大氣缸壓力對燃燒噪聲的影響大于最大壓力升高率。

圖10 空載加速時最大氣缸壓力及最大壓力升高率

圖11示出半載加速時發動機最大氣缸壓力及最大壓力升高率變化趨勢。與空載加速時類似，最大氣缸壓力及最大壓力升高率在加速時呈上升趨勢，燃燒噪聲呈上升趨勢。燃燒噪聲在轉速為3 800r/min時出現下降，即最大氣缸壓力和最大壓力升高率在3 800r/min及其相鄰轉速也出現下降趨勢。說明了燃燒噪聲在此轉速出現拐點的原因也是由于此轉速下的最大氣缸壓力及最大壓力升高率出現了變化,該轉速下的缸內壓力變化出現波動的可能原因是此工況下的點火提前角和噴油規律標定不合理；最大壓力升高率在2 000r/min左右時出現了下降，而由上一節分析可知，該轉速下的燃燒噪聲并沒出現太大波動，最大氣缸壓力對燃燒噪聲的影響更大,氣缸壓力是燃燒噪聲的表征量[6]。

圖11 半載加速時最大氣缸壓力及最大壓力升高率

5 結論

a) 空載加速工況時，相對于其他噪聲成分，燃燒噪聲所占比例較小，其他噪聲為整機噪聲的主導成分；在半載工況下，中低轉速時燃燒噪聲為主要成分，在高速階段，燃燒噪聲所占比例較小；

b) 發動機負荷對噪聲貢獻值的影響在中低轉速最為明顯，在高速階段幾乎沒影響；就半載加速和空載加速工況時燃燒噪聲的平均貢獻值來看，空載加速時燃燒噪聲對整機噪聲的平均貢獻值為22.2%，明顯小于半載加速時的43.6%；

c) 隨著發動機轉速的提高，最大氣缸壓力及最大壓力升高率增大，燃燒噪聲呈上升趨勢，表明缸內壓力的變化是產生燃燒噪聲的根本原因，同時加速時最大氣缸壓力和燃燒噪聲的變化趨勢更相似，可以近似表征燃燒噪聲。

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[編輯： 潘麗麗]

ExperimentalResearchonCombustionNoiseofVehicleTurbochargedGDIEngine

YANGJing1,2,ZHANGYu1,HUHuiyong1,FENGRenhua2,WANGYi1,LICan1

(1.StateKeyLaboratoryofAdvancedDesignandManufactureforVehicleBody，HunanUniversity，Changsha410082,China; 2.KeyLaboratoryofAdvancedManufactureTechnologyforAutomobileParts,MinistryofEducation,ChongqingUniversityofTechnology,Chongqing400054,China)

Experimental research on engine combustion noise were conducted on a turbocharged gasoline direct injection (GDI) engine through no-load and half-load motoring acceleration test. Combined with measurement of in-cylinder burning gas pressure, the effects of gas dynamic load on combustion noise were investigated to analyze the root reason of combustion noise. The results show that engine combustion noise increases with the increase of engine load at low and medium engine speeds and the contribution of combustion noise to engine overall sound power level also increases. But at high speed, the contribution is sensitive to engine load increasing. In addition，the average contribution of combustion noise to engine overall sound power is 22.2% and 43.6% respectively at no-load and half-load acceleration conditions and the former is obviously lower than the latter. Generally, the trends of maximum in-cylinder gas pressure and maximum pressure rise rate agree with that of combustion noise and the influence of maximum cylinder pressure on combustion noise is more obvious.

gasoline engine； combustion noise; contribution ratio； influencing factor

2017-02-12；

2017-04-10

國家高技術研究發展計劃(863計劃)項目(2012AA111801)

楊靖(1957—)，女，教授，博士生導師，研究方向為發動機性能優化與匹配；yangjing10@vip.sina.com。

張宇(1992—)，男，碩士，主要研究方向為發動機多體動力學、發動機燃燒、發動機性能優化；1484678142@qq.com。

10.3969/j.issn.1001-2222.2017.03.005

TK411.6

B

1001-2222(2017)03-0027-06