基于聲振信號倒頻譜分析的柴油機振噪源識別

李志銳 張志軍 王尚學

（1-天津內燃機研究所（天津摩托車技術中心）天津 300072 2-北方發動機研究所）

引言

目前柴油機在車輛和其它動力裝置上應用日趨普遍，特別是在歐洲國家轎車柴油化形成潮流。但是由于柴油機壓縮比很高，工作粗暴，因而振動劇烈，輻射出的噪聲比傳統的汽油發動機要高得多，這嚴重阻礙了直噴式柴油機在各型車輛上的廣泛使用。為此如何降低柴油機的振動和噪聲是一個很重要的研究內容。在降低柴油機振動和噪聲的研究工作中，首先要對整個發動機的振源進行辯識，即找出發動機的主要振動和噪聲源，然后對其采取對應的降低振動噪聲的措施[1]。

傳統的噪聲源識別方法有很多種，如主觀評價法、近場測量法、選擇運行法、鉛覆蓋法、表面振動速度法、頻域辨識法、聲強法和表面聲強法[2-5]。最近隨著視頻技術和圖象處理技術的迅速發展和廣泛應用，產生了一些先進的噪聲識別方法，如聲全息照相技術，電斑圖象處理，但是這種現代測量方法需要昂貴的設備[6-8]。近年來現代信號處理方法在相關領域大量應用，因而利用信號處理技術來進行聲源識別的新方法不斷涌現，如自適應除噪（ANC）技術、倒頻譜法、自回歸AR 模型法等[9]。本文運用倒譜技術對柴油機噪聲信號和振動信號進行了分析。

1 倒譜分析原理

倒譜（cepstrum，也稱功時譜）分析技術是現代信號處理的一種方式，主要用于分析復雜頻譜圖上的周期問題，通過分離和提取密集泛頻信號中的主要周期成分，應用在振動和噪聲信號分析領域。倒頻譜的定義是對數功率譜的功率譜，即對時域信號x（t）的功率譜密度函數取對數后，再進行一次譜分析（功率譜的倒頻譜）。

式中：q 為倒頻率，單位是ms。當q 比較大時，表示頻譜圖上的快速波動和密集諧頻；而q 很小時則表示頻譜圖上的緩慢波動和稀疏諧頻。由于自功率譜密度函數是偶函數，其對數也是實偶函數，因此它的傅立葉正變換和逆變換相等，即：

聲音測量中測到的信號并不是聲音信號本身，而是聲音信號x（t）經過傳遞函數h（t）到達測量點的輸出信號y（t）。即：y（t）=x（t）·h（t）=?x（τ）h（t-τ）dt。卷積后的波形很復雜，很難區分源信號和傳遞函數的影響。因此將其進行頻域變換并用功率譜表示：

當存在聲反射和通道傳聲的情況下，用常規頻譜方法很難把源信號提取調制出來，因此可以用倒譜技術處理。倒頻譜是將上述的卷積變成簡單的疊加。對頻域功率譜取對數：

為了把源信號和系統響應區分開來，對前面的變化再進行傅立葉變換，得到信號的幅值倒譜：

高倒頻率為輸入信號的特征，而低倒頻率為系統的影響。由于倒譜能夠明確表示頻譜圖上復雜邊頻結構中的周期成分，并區分源信號和調制信號，把頻譜圖復雜波形中隱藏的周期結構很好地提取出來，將復雜頻譜展現成很有規律的倒頻諧波，因此從機器正常和非正常工作時倒譜圖的比較來進行故障診斷。柴油機振動信號的倒頻譜分析流程如圖1 所示。

圖1 柴油機振動信號的倒頻譜分析

2 柴油機噪聲信號的倒譜分析

柴油機聲振信號具有典型的非平穩性，有用的信息常常隱藏在強大的背景噪聲中，不利于特征的提取。為此，本文首先根據GB/T 1859—2000 往復式內燃機輻射的空氣噪聲測量工程法及簡易法的規定，在半消聲室中采用9 點聲壓法測量了該發動機聲信號，測量時排氣噪聲通過排氣管引出室外，柴油機振動信號測試系統如圖2 所示。圖3～7 為發動機頂面、前端面、左側面、右側面及后端面噪聲信號的倒頻譜分析結果。

圖2 柴油機振動信號測試系統

圖3 發動機頂面噪聲信號的倒頻譜分析結果

從圖中可以看出，發動機主要輻射噪聲頻率集中于高頻，且峰值較多。主要的頻率包括f1=1 000/0.275=3 636.36 Hz；f2=1 000/0.48=2 083.33 Hz；f3=1 000/0.7=1 428.57 Hz；f4=1 000/0.95=1 052.63 Hz。

圖4 發動機前端面噪聲信號的倒頻譜分析結果

圖5 發動機左側面噪聲信號的倒頻譜分析結果

圖6 發動機右側面噪聲信號的倒頻譜分析結果

圖7 發動機后端面噪聲信號的倒頻譜分析結果

3 零部件振動信號的倒譜分析

首先對實際運行狀態下的發動機進行了振動測試，本次表面振動試驗是在標定狀態下進行的。根據機器的安裝狀態，將發動機表面分為8 個部分：左機體、氣門室罩、齒輪室蓋、供油泵、進氣管、右機體、飛輪殼、油底殼。圖8 為飛輪殼振動信號的倒譜圖。從圖中可以看出，飛輪殼的主要振動頻率為f1=1 000/0.41=2 439.02 Hz；f2=1 000/0.84=1 190.48 Hz；f3=1 000/1.13=884.96 Hz；f4=1 000/1.44=694.44 Hz。圖9～15 分別為高壓油泵、發動機左表面、發動機右表面、進氣管、油底殼、正時齒輪蓋和氣門室蓋振動信號的倒譜分析結果。

圖8 發動機飛輪殼振動信號的倒頻譜分析

圖9 發動機高壓油泵振動信號的倒頻譜分析

圖10 發動機左側機體振動信號的倒頻譜分析

圖11 發動機右側機體振動信號的倒頻譜分析

圖12 發動機進氣管振動信號的倒頻譜分析

圖13 發動機油底殼振動信號的倒頻譜分析

圖14 發動機正時齒輪蓋振動信號的倒頻譜分析

圖15 發動機氣門室罩振動信號的倒頻譜分析

4 振動噪聲源分析

根據振動信號和噪聲信號的來源，可以將上述振動噪聲信號進行匯總，得到如下排列，如圖16 所示。

圖16 振動信號和噪聲信號的歸類

在以上2 部分中，對柴油機噪聲信號和主要部件振動信號進行了倒譜分析。通過比較分析，確定了各部件對非諧波頻譜特征的貢獻率。以發動機右表面為例，其主頻為：f1=2 439.02 Hz；f2=1 190.48 Hz；f3=666.68 Hz；f4=526.32 Hz；飛輪殼的主頻為f1=2 439.02 Hz；f2=1 190.48 Hz；f3=884.96 Hz；f4=694.44 Hz。飛輪殼的振動頻率與發動機右側主要輻射噪聲的頻率相近。這反映出飛輪殼對非簡諧頻譜特性的貢獻最大。

同樣分析表明，正時齒輪殼體的主振動頻率與頂部主輻射噪聲的頻率一致。這說明正時齒輪殼體的振動對頂部噪聲的非簡諧頻譜特征貢獻最大。此外，油底殼和飛輪殼的振動對非簡諧頻譜特征貢獻較大。飛輪殼的振動頻率與發動機前端主要輻射噪聲的頻率相近，說明飛輪殼對前端機頭的非簡諧頻譜特征貢獻最大。氣門室蓋和正時齒輪蓋的振動對這些特性的貢獻相對較大。飛輪殼的振動對噪聲非諧波頻譜特征的貢獻最大，其次是進氣管和高壓油泵。飛輪殼的振動頻率與后端主要輻射噪聲的頻率相近，反映出飛輪殼的振動對后端噪聲的非諧波頻譜特征貢獻最大。進氣管的振動對這些特性也有較大的貢獻。

根據以上對發動機不同表面主要噪聲頻率及其主要部件振動頻率的分析，飛輪殼對發動機右、前、左、后端噪聲的非諧波頻譜特征貢獻最大。因此，通過對飛輪殼的改進，可以有效地降低發動機的振動和噪聲。通過優化正時齒輪蓋、油底殼、進氣管和氣門室蓋，可以在一定程度上降低發動機的噪聲和振動。

5 結束語

由于常規的頻譜圖上由各個基頻及其諧波而形成了復雜邊頻結構，因此不容易識別源信號。本文運用倒譜技術對柴油機的振動信號和噪聲信號進行處理，分析出的倒譜圖把頻譜圖上復雜波形中隱藏的周期結構很好地分離和提取出來，從而可以很容易地識別振動源信號和主要噪聲信號。