发动机噪声源分析及降噪研究

朱鸿，曹继民

(1.同济大学 汽车学院，上海 201804；2.上海新动力汽车科技股份有限公司，上海 200438)

0 前言

汽车噪声不仅影响驾乘人员的身体健康和工作效率，同时也造成了严重的噪声污染。发动机是汽车的主要噪声源，因此确定发动机的主要噪声源，并对其进行控制，对降低整车噪声有着重大意义。

本文以某6缸柴油发动机为例，通过试验测试其不同状态和工况下的噪声分布，得到较完整的整机噪声辐射特性，从而识别发动机的主要噪声源和对应的噪声贡献量，为改进发动机的设计和降低噪声提供了依据。

1 发动机噪声分类和一般控制

发动机噪声按其产生机理，可分为机械噪声、燃烧噪声和空气动力性噪声[1]，其传递路径如图1所示。

图1 发动机噪声的传递路径

发动机的活塞对气缸套的撞击，以及齿轮、配气机构和喷油系统等运动件之间因机械撞击产生的振动所激发的噪声[2]被称为“机械噪声”。发动机各运动件之间，以及运动件与固定件之间由于周期变化的机械作用力作用而产生的噪声，往往需要从降低激振力、降低零部件对激振力的响应和控制结构噪声这3方面进行控制[3]。

一般认为，由于气缸内燃气燃烧所形成的压力振动通过气缸盖—活塞—连杆—曲轴—机体途径向外辐射的噪声是燃烧噪声，即在实际工作时，气缸内周期性变化的气体压力作用下产生的噪声。燃烧噪声的主要控制措施有优化燃烧室设计、缩短发火延迟期等。

由气体扰动及气体与其他物体相互作用而产生的噪声被称为空气动力噪声，主要包括进气噪声和排气噪声，其影响因素主要有发动机的转速、气缸数和负荷等。

2 发动机噪声源识别

2.1 识别方法

铅屏蔽测试技术是噪声源识别的传统方法，对测试条件要求较高。在全封闭的半消声试验室进行试验，排除风速的影响，试验室顶棚和四周的墙壁均由尖劈吸声材料覆盖，A计权背景噪声为32～36 dB，远低于一般发动机的怠速噪声。试验用铅皮材料兼有吸声和屏蔽噪声特性，保证试验中发动机发声部件全覆盖，以满足试验精度和数据一致性的要求。

2.2 试验方案

试验采用主观评价与实际测试相结合的方式。首先确定10人以上评判人员，按照一定的噪声评价标准对发动机的进气、排气、自由端和飞轮端这4个端面依次打分，并查找易对人耳造成不适的主要发声部件，具体评价标准详见表1。然后，预估发动机的主要发声部件，根据已有经验和国内外文献论述，将该6缸柴油机的缸盖罩壳、燃油滤清器、增压器、油底壳、排气管(含隔热罩)、油泵(含共轨油管)等作为屏蔽对象；逐一拆除屏蔽层，分别测试标定工况、扭矩工况和怠速工况下的整机声功率，计算每个发声部件的噪声贡献量。

表1 噪声评价标准

2.3 整机噪声主观评价

共计11人参与了该发动机的主观评价，整机得分6.81分，在可以接受(6分)和满意(7分)范围内。其中自由端面噪声7.09分，进气端面7.18分，排气端面5.91分，飞轮端面7.11分，排气端面得分最低，并存在“哒哒”异响和明显的增压器同步噪声。

2.4 发动机噪声源试验

用铅层屏蔽发动机的主要发声部件，并逐一拆除油泵(含共轨)、燃油滤清器油底壳、增压器、排气管(含隔热罩)和缸盖罩壳的铅屏蔽层，测试发动机主要工况下的声功率级，其中发动机怠速转速为750 r/min，最大扭矩工况点转速为1 600 r/min(最大扭矩1 000 N·m)，额定功率工况点转速为2 200 r/min(额定功率192 kW)。测试结果见表2。根据表2计算出主要工况下各个部件的噪声贡献量，结果见表3。

表2 噪声测试结果

表3 主要工况下的噪声贡献度分析

结果表明，机体及其他零部件是最大的噪声源，在3种工况下，其最高贡献度约64.0%，原因可能是发动机燃烧噪声大，以及机体内部如曲轴、曲柄连杆机构等运动件配合差。

排气管(含隔热罩)也是主要的噪声源。在怠速工况和标定工况下，排气管(含隔热罩)的噪声贡献度占比超过20.0%，远高于其他重要发声部件。

在怠速工况下，除机体及其他零部件和排气管(含隔热罩)以外，缸盖罩壳是噪声传播的主要来源，发动机内部的燃烧噪声和运动件噪声易通过缸盖罩壳等向外辐射。

因此，将发动机的排气管(含隔热罩)、机体及其他零部件、缸盖罩壳和增压器等作为主要噪声源，分别采用对应措施进行降噪控制。

3 发动机降噪控制

3.1 排气管(含隔热罩)噪声控制

由表3可知，在怠速、扭矩和标定工况下，排气管(含隔热罩)的噪声贡献度分别为21.6%、14.9%和21.1%，是发动机的主要噪声源。该发动机排气管采用了常用的不锈钢隔热罩(图2)，隔热罩平面无明显加强筋。在发动机运行过程中，不锈钢隔热罩存在密集的固有振动频率，如图3所示。固有振动频率易耦合导致共振，发出与主观评价一致的“哒哒”声。

图2 不锈钢隔热罩

图3 不锈钢隔热罩噪声频谱

拆除隔热罩前后的噪声对比如图4所示。可以看出，整机噪声差异显著，整机怠速工况点(750 r/min)的A加权噪声降低约1.4 dB，额定功率工况点(2 200 r/min)下A加权噪声降低1.3 dB。

图4 拆除隔热罩前后的噪声对比

隔热罩噪声的成因主要有：① 隔热罩和排气歧管的振动太大；② 隔热罩固定方式不合理，可能存在固定点太少且位置不合适，导致束模态频率太低，在发动机标定转速内会产生共振；③ 隔热罩结构阻尼太小[4]。

因此，针对排气管处噪声，建议采用“三明治”结构的隔热罩，或者在排气管高温对附件无明显影响的情况下取消隔热罩，以有效降低整机噪声。

3.2 机体及其他零部件噪声控制

机体内部结构复杂，包括曲轴、活塞、曲柄连杆机构等运动件，且机体是燃烧的重要场所，因此其机械噪声和燃烧噪声突出。其中，由曲轴扭转运动产生的噪声是机体的主要噪声源。

曲轴的扭振运动往往表现为转速的不均匀性，使得曲柄连杆机构等产生振动，形成冲击载荷，导致噪声增加。可以采用曲轴双减振器(图5)组合减振等方式，使扭振的振动特性发生变化，从而降低整机噪声。

图5 曲轴双减振器

减振器的降噪效果如图6所示。使用曲轴双减振器后，在额定功率工况点的整机A加权噪声降低约1.5 dB，怠速工况点A加权噪声降低约1.0 dB，降噪效果显著。

图6 曲轴减振器降噪的效果

3.3 缸盖罩壳噪声控制

在怠速工况下，发动机缸盖罩壳的噪声贡献度达到23.7%。经模态测试分析，缸盖罩壳的前三阶模态分别为159.54 Hz、215.86 Hz和385.29 Hz，表明在发动机主要点火频率范围内存在共振风险，在发动机运行过程中易通过辐射将缸内噪声表现出来。

为了降低缸盖罩壳的辐射噪声，可以采取增大缸盖罩壳的阻尼或刚度，如使用多加强筋的剪切罩壳和有减振阻尼效果的半悬浮罩壳等措施，降低整机噪声。

3.4 增压器同步噪声控制

增压器在升转速过程中出现的同步噪声表现如图7所示。由图可知，同步噪声易引起用户抱怨，与主观评价相符合。经测试，距离排气管1 m处，增压器同步噪声在1 000～2 000 Hz频率段处较为显著。

图7 增压器同步噪声频谱

增压器的同步噪声往往来源于转子不平衡量，当涡轮转子不平衡量过大时，易形成同步噪声。在增压器的性能优化过程中，可以通过改变增压器转子的不平衡量或改变油膜厚度等方式降低同步噪声。

4 结语

采用铅屏蔽测试技术，能较好地区分各典型噪声部位对整机运行工况噪声的贡献情况，从而确定某型6缸发动机的主要噪声源，然后计算得到其在不同工况下的噪声贡献量，并依次排序。所得结果可为后续提升整机噪声性能提供改进方向。

针对缸盖罩壳、排气管隔热罩、曲轴扭振和增压器等主要噪声源，分析了不同部件产生噪声的机理和特性，并以试验测试相结合的方法提出了针对性的降噪优化方法。通过将原状态的缸盖罩壳调整为多加强筋的剪切罩壳、有减振阻尼效果的半悬浮罩壳，将排气管隔热罩由原状态的单层不锈钢改进为“三明治”结构，使用双减振器等方法降低曲轴扭振，改变增压器转子的不平衡量，以及改变油膜厚度等方式减小由增压器带来的同步噪声，均可有效降低整机辐射噪声。