配气机构对柴油机前端噪声贡献度评价方法的试验研究*

范梦元，杜慧勇，李民，谢俊杰，王站成，苗家轩

(河南科技大学车辆与交通工程学院,河南洛阳,471003)

0 引言

随着用户对非道路移动机械舒适性需求的不断提高,如何进一步降低柴油机的振动噪声已经成为各厂家关注的焦点和研究的重点。配气机构是柴油机主要的振动噪声源之一[1],因此开展配气机构引起的振动噪声研究显得尤为重要。

关于配气机构噪声,国内外学者针对配气机构系统内各运动件开展了大量研究。Suh等测取了气门落座力以及配气凸轮的激励力对气缸盖的传递函数,并预测了它们对气缸盖表面产生的振动效应。Teodorescu等[2]对挺柱与配气凸轮间的油膜厚度进行分析,发现二者之间的接触和分离都会引起挺柱加速度的高频振动。Norton等[3]研究了凸轮与气门之间的运动件对配气机构振动噪声的贡献量。Xu等[4]分析了配气机构在怠速工况下产生异响的原因,发现气门的正时转子叶片厚度对异响有很大影响。Xu等[5]构建了气门结构动力学模型,对配气机构气门到气缸盖之间的振动传递特性进行了研究。王兆文等[6]对比分析了经验模态分解法(EMD)、短时傅里叶变换法(STFT)和连续小波变换法(CWT)对配气机构气门的振动进行解析。夏铁权[7]使用工程法和分部法测量了配气机构在不同转速下的声压,得出配气机构各部件的声功率以及贡献度,确定了配气机构噪声的产生机理。

现有的文献主要是研究配气机构系统内各运动件之间的激励力特性[11-15],针对配气机构系统对整机噪声影响的研究较少,即使国杰等对其进行了研究,但也只是以单个配气机构单元为研究对象,并且只研究了部分转速下的情况。考虑到目前的柴油机大都是多缸机,不同气缸的配气机构工作时,运动件之间的激励力特性也许不同,它们对整机的振动噪声贡献度可能也有所不同,由配气单元激励引起的前端噪声也可以由不同的计算方式得到,因此有必要针对各缸配气机构对前端噪声贡献度的实验方法进行深入研究。以一台农用非道路柴油机为原机,采用声强法测取各缸配气机构工作时前端的声功率,利用消去法的原理,使用两种实验方法计算仅由四个配气单元引起的前端噪声,并对这两种实验方法的准确度进行研究。

1 试验设备及方法

1.1 试验设备

试验样机为某农用柴油机,柴油机具体技术参数如表1所示;使用规格型号为M2BAX180MLA2的变频调速电机和配套的规格型号为ACS550-01-059A-4的变频器来倒拖柴油机;使用3599型声强探头仪器采集柴油机前端的声强,可用于20 Hz到6 300 Hz间的1/3倍频中心频率测量。

表1 柴油机参数Tab. 1 Diesel engine parameters

图1为试验台架的示意图,调速电机与柴油机飞轮盘之间通过弹性联轴器连接,柴油机与台架底座之间装有减振垫,在前端有一个离散测点分布图,声强探头垂直于离散测点分布图的中心放置,并与Type 3160-A采集前端连接,最后前端再连接到计算机上进行数据显示与分析。

图1 试验台架示意图

1.2 试验方法

内燃机是一个复杂的系统,内部存在许多激励力并且激励力之间相互影响,为了能更直接的研究配气机构激励力对柴油机前端噪声的影响,试验前要拆除不必要的结构,如活塞、连杆、冷却水泵、燃油管道和一些外围附件,为了保证润滑系统的压力润滑,试验前要密封住部分油孔。

ABB变频器通过控制调速电机的转速,实现柴油机在不同转速下的稳定运行。过低的机油温度会使机油的流动性变差,进而无法彻底润滑柴油机,过高的机油温度会使机油变稀,那机油就无法在运动件间形成稳定油膜[16-17],为了防止机油温度对试验造成影响,这里使用热电偶监测油底壳内的机油温度,等机油温度达到指定值时,认为热机结束,此时使用声强探头装置采集前端的声强信号,在整个测量过程中,声强探头始终垂直于前端面且正对于每个小网格面的中心放置。

如图2所示为柴油机前端离散测点分布图,该离散测点分布图为60 cm×40 cm的矩形,离散点测量法可能会受测点数目的影响[18-19],根据标准,测量表面最少要10个测量点并且测点要在面元上均匀分布,所以这里将离散测点分布图又细分为77个相等的小网格面,在试验过程中,声强探头从左到右、从上到下依次测量每个小网格的声强,每个网格点的测量时间均为10 s,最终得到柴油机前端的声强云图、声功率频谱和总声功率级。

图2 柴油机前端离散测点分布图

为了能够对关于配气机构对前端噪声贡献度的两种试验方法的准确度进行研究,共做了10组对比试验,分别是四个气缸配气机构全部工作(1组),只有三个气缸配气机构工作(4组),只有一个气缸配气机构工作(4组)和无配气机构工作(1组),通过拆除气缸的挺柱、推杆的方式来实现部分配气机构工作。同一转速下,假设无配气机构工作和四个气缸配气机构全部工作时,前端齿轮室盖面的声功率分别为W0和W1234,仅1号缸配气机构工作时,前端声功率为W1,其余三种情况下的前端声功率,仅2号缸配气机构工作时为W2、仅3号缸配气机构工作时为W3、仅4号缸配气机构工作时为W4;1、2、3号缸配气机构同时工作时,前端声功率为W123,其余三种情况分别记为W124、W134、W234。

（1）国际市场环境不稳定。民营企业的发展受国际市场环境的影响较大，对于一些外向型的民营企业来说，国际市场环境波动和国际关系的好坏影响着企业的生死存亡。

由噪声消去法[20-21]的概念可知,仅由配气机构引起的前端声功率可由两种实验方法得到,如仅由1号缸配气机构引起的前端声功率可用W1-W0得到,也可用W1234-W234获得。这是两种不同的实验方法,本文用这两种实验方法来计算仅由四个配气单元激励引起的前端声功率,探究哪种实验方法在计算配气机构对前端噪声贡献度方面更加准确。

仅由四个配气单元激励引起的前端声功率W′=W1234-W0(此值记为基准值);用单个气缸配气机构工作时前端的声功率(4种情况)减去无配气机构工作时前端的声功率,得出仅由四个配气单元激励引起的前端噪声声功率W″=W1+W2+W3+W4-4W0;用四缸配气机构全部工作时前端的声功率减去三个气缸配气机构同时工作时(4种情况)前端的声功率,即仅由四个配气单元激励引起的前端噪声声功率W‴=4W1234-W123-W124-W134-W234。

2 试验结果与分析

2.1 柴油机前端声功率级的确定

声压因为测量原理简单、测量仪器成熟等原因,目前已经成为声学测量中最常用的物理量,但是声压的测量受环境影响比较厉害,如反射声、背景噪声等,理想的声学测试环境应该是在消音室或者半消音室中进行。由于试验环境的限制,本文所作的试验全都在普通实验室进行,所以声压计不适用于本试验,而声强是矢量,具有方向性,所以本文用声强计测取前端面的声强,再经过运算得出声功率和声功率级,如图3为四个气缸配气机构全部工作时,1 200 r/min下前端的声强云图。

图3 4个气缸配气机构全部工作时1 200 r/min下前端的声强云图

则柴油机前端的总声功率W和总声功率级LW分别可由式(1)和式(2)得到。

W=∑Ii,normal·ΔSi

(1)

(2)

式中:i——前端离散测点分布图上的小网格编号;

Ii,normal——小网格上的法向声强;

ΔSi——每个小网格面的面积;

W0——基准声功率。

本文一共做了10组试验,每组试验都有12个样本点,即曲轴转速从600 r/min升高到1 700 r/min,每个转速下,前端声功率级都经过9次测量,最后求其代数平均值作为该转速下的样本点值。表2为四缸配气机构全部工作时,柴油机转速从600 r/min升高到1 700 r/min时,前端声功率级的重复试验测量结果值。

表2 四缸配气机构都工作时前端声功率级的试验结果Tab. 2 Test results of front-end sound power level when all four-cylinder valve trains work

表2中均值M、极差R可由式(3)和式(4)得到。

(3)

R=LWj,max-LWj,min

(4)

式中:j——一转速下重复试验的编号;

LWj——该组试验的声功率级;

LWj,max——一转速下重复试验中声功率级的最大值;

LWj,min——一转速下重复试验中声功率级的最小值。

从表2极差列中可以看到9次试验数据中的最大差值不足均值的1%。由于篇幅限制,这里只陈列了四缸配气机构全部工作时前端声功率级的试验结果。

2.2 不同配气机构工作时前端声功率级与转速的关系

图4为不同气缸的配气机构工作时,前端声功率级随发动机转速的变化规律曲线。可以看出,随着曲轴转速的增加,柴油机前端的声功率级逐渐增加。

(a) 无配气机构工作

从图4中可看出,当转速从600 r/min升高到1 700 r/min时,无配气机构工作时,前端的声功率级由75.81 dB(A)升高到92.75 dB(A);1号缸配气机构工作时,前端的声功率级由77.02 dB(A)升高到92.97 dB(A);第2、3、4号缸配气机构工作时,前端的声功率级由77.45 dB(A)升高到93.07 dB(A);4缸配气机构全部工作时,前端的声功率级由78.32 dB(A)升高到93.83 dB(A)。在相同转速下,参与工作的配气机构越多,前端的声功率级越大,并且在低转速时,前端声功率级相差较大,转速升高后,前端声功率级相差较小。

这是因为柴油机前端的辐射噪声主要由配气机构激励力和前端齿轮激励力引起,二者相互作用、相互影响。在低转速时,前端齿轮间的冲击力较小,配气机构激励力对柴油机前端噪声的影响容易体现出来,所以配气单元越多,柴油机前端的声功率级越大。而随着曲轴转速的升高,前端齿轮间的冲击力越来越大,齿轮间的激励力对柴油机前端噪声的影响也越来越大,甚至可能掩盖掉配气机构对柴油机前端声功率级的影响,所以高转速时,不同缸配气机构工作时,柴油机前端的声功率级相差的较小。

这里只列举了无配气机构工作、1号缸配气机构工作、第2、3、4号缸配气机构同时工作、4缸配气机构同时工作这四种情况下,配气机构对柴油机前端噪声声功率级的影响随发动机转速的变化规律曲线。

2.3 配气机构对前端噪声贡献度的评价方法分析

图5为两种试验方法下,四个配气单元激励引起的柴油机前端声功率级随发动机转速的变化。从图5可以看出,无论是使用试验方法一计算得到的W″,还是试验方法二计算得到的W‴,相同转速下它们都比基准值要大,并且用试验方法一计算出来的结果更加接近基准值。其中在低转速时以这两种试验方法计算的前端声功率级的差值比较小,随着曲轴转速的升高,二者之间的差值逐渐增大。

图5 不同试验方法下的前端声功率级随发动机转速的变化曲线图

由W′、W″、W‴的计算公式可以看出,W″、W‴都进行了4次代数计算,以试验方法一为例说明,W″=W1+W2+W3+W4-4W0,而基准值只进行了1次运算,W′=W1234-W0。从图4可知前端的噪声主要由配气机构激励力和前端齿轮激励力引起的,二者相互作用、相互影响。在低转速时,配气单元越多,柴油机前端的声功率级越大,随着转速升高,不同缸的配气机构工作时,前端声功率级的差值逐渐减小。在低转速时,W′就小于W″和W‴,所以随着转速的升高,W″和W‴与W′的差值越来越大。

所以由经过四次代数运算的这两种评价方法得出的前端声功率级比基准值大,并且随着转速的升高单缸评价系统与三缸评价系统之间的差值也越来越大,其中采用试验方法一时,仅由四个配气单元各自独立工作时对柴油机前端噪声贡献度的计算结果更加接近基准值。

2.4 前端齿轮激励力对单缸和三缸评价系统的影响

试验中,激励力主要来自两处,一是配气系统单元,二是前端齿轮系。上文已经研究了配气系统激励力对前端噪声的影响,但激励力之间可能是相互影响的,如配气机构激励力在传递到前端面的过程中可能会被齿轮系激励力影响一部分甚至直接被覆盖掉。所以为了能够更加准确的说明配气机构单元对前端噪声的影响,需要研究前端齿轮激励力在配气系统激励力对前端噪声试验中的影响。

试验前拆除掉燃油泵轮、小惰轮、气泵轮和平衡轮,图6为不同齿轮激励力条件下前端声功率级随发动机转速的变化。从图中可以看出拆除部分齿轮后,柴油机前端的声功率级也随转速的升高而增大,但不同气缸的配气机构工作时,前端的声功率级随转速升高的变化趋势不一样。当拆除部分齿轮后,2号缸配气机构工作时,前端的声功率级在800 r/min时降低1.49 dB(A),1 200 r/min时降低1.05 dB(A),1 600 r/min时降低2.41 dB(A);3号缸配气机构工作时,前端的声功率级在800 r/min时降低0.48 dB(A),1 200 r/min时降低0.79 dB(A),1 600 r/min时降低1.9 dB(A);即单缸配气机构工作时,拆除部分齿轮后柴油机前端声功率级都有所减小。拆除部分齿轮后,第1、2、4号缸配气机构同时工作时,前端的声功率级在800 r/min时增加0.83 dB(A),1 200 r/min时增加0.4 dB(A),1 600 r/min时降低0.81 dB(A);第1、3、4号缸配气机构同时工作时,前端的声功率级在800 r/min时增加0.75 dB(A),1 200 r/min时增加0.23 dB(A),1 600 r/min时降低1.64 dB(A);即三个气缸的配气机构同时工作时,拆除部分齿轮后前端的声功率级在低转速时增加,高转速时减小。

(a) 2号缸配气机构工作

原因是单个气缸配气机构工作时,配气机构激励力对前端噪声的影响比较小,此时起主要作用的是齿轮间的激励力。当去除部分齿轮后,齿轮激励力减小,前端的声功率级降低。当3个配气机构单元同时工作时,配气机构激励力在整个传递系统激励力中占据了相当一部分比重,对前端噪声的影响也较大。低转速时,齿轮间的滑动摩擦力与撞击力较小,配气机构激励力容易对前端齿轮的啮合产生影响。拆除部分齿轮后,较少的齿轮进行啮合,齿轮间运转的稳定性较差,所以齿轮间的冲击力相对较大,导致拆除齿轮后前端的声功率级变大。而随着转速的升高,两齿面接触点的相对滑动速度变大,且方向交变,所以齿轮间的冲击力也越来越大,齿轮间的啮合力对前端噪声的影响也逐渐增大,到高转速时,基本起主导作用,所以在高转速时,未拆除齿轮时前端的声功率级大于拆除齿轮后前端的声功率级。

3 结论

以某农用柴油机为样机,通过两种试验方法分离出单缸配气机构单元对前端噪声的贡献度,通过研究得到以下结论。

1) 使用单缸系统和三缸系统这两种评价方法计算出来的四个配气单元激励引起的发动机前端噪声声功率级都比基准值大,并且由这两种评价方法计算出来的前端声功率级在600 r/min时相差0.36 dB(A),转速增加到1 700 r/min时,二者的差值增加到2.44 dB(A),其中用单缸配气机构工作时柴油机前端的声功率(4种情况)减去无配气机构工作时柴油机前端的声功率,这种试验方法计算出来的结果更加接近基准值。

2) 齿轮系对柴油机前端噪声的贡献较大,减小前端齿轮激励力后,当2号缸或3号缸配气机构工作时,曲轴转速从800 r/min升高至1 600 r/min时,前端的声功率级都有所减小,并且与拆除部分齿轮前,柴油机前端声功率级随转速变化的趋势大致平行;当第1、2、4号缸或1、3、4号缸配气机构同时工作时,柴油机前端的声功率级在800 r/min增大,转速升高到1 600 r/min时减小。