何悅波 ，崔國旭，劉 海 ，李洪亮，王金剛 ，陳 勇

(1. 河北工業(yè)大學(xué) 機械工程學(xué)院，天津 300130；2. 天津市新能源汽車動力傳動與安全技術(shù)重點實驗室， 天津 300130；3. 中國汽車技術(shù)研究中心有限公司，天津 300300)

隨著排放法規(guī)不斷嚴苛，汽油渦輪增壓缸內(nèi)直噴(TGDI)汽油機因綜合了汽油機高功率和柴油機高熱效率、低排放的優(yōu)勢而被廣泛應(yīng)用．TGDI汽油機采用直噴方式使噴油發(fā)生在進氣過程，噴油到點火過程中的混合氣形成時間更短，因而其需要較高的噴射壓力[1]，采用渦輪增壓器可使其噴射壓力達到4～20MPa，可改善TGDI汽油機的熱效率，提高動力性和燃油經(jīng)濟性，但同時會導(dǎo)致缸內(nèi)峰值壓力過大、壓力升高率較高且燃燒噪聲輻射增大．故采用TGDI汽油機增壓直噴技術(shù)會使燃燒噪聲顯著增大．

根據(jù)噪聲源不同，TGDI汽油機總噪聲分為燃燒噪聲和機械噪聲．燃燒噪聲主要為汽油燃燒時在缸內(nèi)產(chǎn)生的急劇上升的氣體壓力激勵直接作用在發(fā)動機機體，引起振動輻射噪聲；機械噪聲主要為發(fā)動機運動件不平衡力產(chǎn)生的沖擊激勵作用在發(fā)動機機體，產(chǎn)生振動傳遞的噪聲以及各運動副之間的運動摩擦噪聲．根據(jù)機械噪聲對負荷依賴程度，又將機械噪聲分為隨負荷變化機械噪聲與不隨負荷變化機械噪聲．隨負荷變化機械噪聲主要指由氣體力作用在活塞上，通過活塞-連桿-曲軸-主軸承座傳遞激勵力而導(dǎo)致的發(fā)動機表面振動引起的輻射噪聲，與曲軸轉(zhuǎn)矩力激勵直接相關(guān)[2]，包括噴油泵噪聲、軸承噪聲和活塞敲擊噪聲等．不隨負荷變化機械噪聲包括齒輪、鏈條或皮帶噪聲等．

國內(nèi)外對發(fā)動機主要噪聲源分離的方法包含：倒拖法[3]、改變噴油角度法[4]、氣缸壓力譜計算法[5]和盲源分離法[6]等．這些方法對發(fā)動機噪聲源的分離與識別、明確發(fā)動機的獨立噪聲源有重要作用，但同時存在一些不足．倒拖法不能真實再現(xiàn)缸內(nèi)的高溫、高壓，測得的機械噪聲低于真實值；改變點火提前角對試驗過程及經(jīng)驗要求較高；燃燒噪聲比例較小工況下，氣缸壓力譜計算法難以細分燃燒噪聲[5]；盲源分離法需預(yù)估輻射源數(shù)目，并對原始信號采取降維、白化等處理方式，處理步驟的增加會影響噪聲信號分離精度[7]，分離得到的噪聲源信號幅值信息與實際不 符[8]等．因而有必要分離和識別TGDI汽油機主要噪聲源，并依據(jù)識別結(jié)果分析不同噪聲源貢獻度變化，對TGDI汽油機噪聲進行控制．然而，由于發(fā)動機結(jié)構(gòu)組成復(fù)雜和運行工況瞬態(tài)變化，使得輻射噪聲信號在時、頻域上呈動態(tài)混疊，難以通過直接頻譜分析方法或物理分離方法準確分離、識別各獨立噪聲源．

1999年，Hirano等[9]首次提出將柴油機輻射噪聲分為燃燒噪聲、機械噪聲和隨負荷變化噪聲，并證實此模型可以準確且有效地分離柴油發(fā)動機輻射噪聲．Arndt等[10]提出相干性分析方法，可用來分離發(fā)動機機械噪聲和燃燒噪聲，并設(shè)計了軟件工具以快速評估發(fā)動機各部分噪聲．Carlson等[11]借鑒Hirano 等[9]提出的發(fā)動機輻射噪聲分離方程，對比多元回歸方法和相干性分析方法對分離柴油機輻射噪聲的準確性，證實多元回歸方法準確性更高．Renard等[12]針對Hirano等[9]模型中結(jié)構(gòu)衰減提取所需測試數(shù)據(jù)量較大的缺陷，利用光譜濾波器得到發(fā)動機燃燒噪聲并計算結(jié)構(gòu)衰減，結(jié)構(gòu)衰減計算結(jié)果與多元回歸方法具有較高的一致性，并顯著降低了分離模型所需數(shù)據(jù)量．Torii等[13]借鑒Hirano等[9]發(fā)動機輻射噪聲分離研究成果，將噪聲分離模型應(yīng)用在時域噪聲分離領(lǐng)域，并對分離結(jié)果進行聲品質(zhì)研究．可知，Hirano 等[9]提出的發(fā)動機噪聲分離模型已被用于柴油機噪聲分離研究，但分離模型的應(yīng)用則鮮見報道．

基于此，筆者以TGDI汽油機為研究對象，依據(jù)發(fā)動機工作過程中噪聲產(chǎn)生機理[9]，利用聲能疊加原理結(jié)合多元回歸方法建立噪聲分離模型，將發(fā)動機噪聲分離為燃燒噪聲、不隨負荷變化機械噪聲和隨負荷變化機械噪聲；利用相干系數(shù)分析方法與多元線性回歸擬合優(yōu)度評價噪聲分離模型準確性，并利用倒拖試驗驗證不隨負荷變化機械噪聲分離結(jié)果準確性；結(jié)合噪聲分離結(jié)果研究不同噪聲源的頻率特性，定量分析不同負荷工況下不同噪聲源的貢獻度，并探究TGDI汽油機結(jié)構(gòu)衰減變化，以期為TGDI汽油機子系統(tǒng)及整機噪聲控制提供參考．

1 聲能疊加分離模型建立

筆者對某TGDI汽油機進行輻射噪聲、氣缸壓力和轉(zhuǎn)矩信號數(shù)據(jù)采集、處理及分離模型的建立、驗證和應(yīng)用，圖1為噪聲分離模型流程示意．

圖1 噪聲分離模型建立流程Fig.1 Noise separation model building process

根據(jù)聲能疊加理論，在一個多聲源的空氣場中，各聲源發(fā)出的聲音不是相同頻率的純音，場中某點處的聲音是由各個聲源疊加而成的．假設(shè)某一中心頻率的發(fā)動機噪聲由燃燒噪聲、不隨負荷變化機械噪聲和隨負荷變化機械噪聲組成，不同聲源的聲功率可以按照聲音能量的疊加方式進行線性疊加．發(fā)動機總噪聲聲功率W定義為

式中：Wm為發(fā)動機總機械噪聲聲功率；Wc為發(fā)動機燃燒噪聲聲功率．

根據(jù)機械噪聲與負荷的相關(guān)程度，將機械噪聲分為兩類：Wm1為不隨負荷變化機械噪聲聲功率；Wm2為隨負荷變化機械噪聲聲功率．根據(jù)燃燒噪聲聲功率與缸內(nèi)壓力關(guān)系[9]，定義

式中：pc為頻域上發(fā)動機各缸產(chǎn)生的總缸內(nèi)壓力，pc2為缸內(nèi)壓力激勵所具有的能量；H為缸內(nèi)壓力平方與燃燒噪聲聲功率的結(jié)構(gòu)傳遞系數(shù)．Hirano等[9]研究發(fā)現(xiàn)，發(fā)動機輻射噪聲聲功率與噴油量平方呈線性關(guān)系，噴油量與轉(zhuǎn)矩呈線性關(guān)系，故隨負荷變化機械噪聲聲功率與轉(zhuǎn)矩的平方呈線性關(guān)系，定義

式中：G為轉(zhuǎn)矩平方與隨負荷變化機械噪聲聲功率的傳遞系數(shù)；L為轉(zhuǎn)矩，即

傳統(tǒng)聲功率測試過程復(fù)雜，而聲壓采集試驗相對容易，不同獨立聲源W與p的關(guān)系為W∝p2，即聲功率與聲壓平方呈線性關(guān)系，式(1)～(5)中，測試噪聲聲功率用聲壓平方表示．假設(shè)Wm1和H為靜態(tài)常量，在某個頻帶下保持不變[11-12]，測試TGDI汽油機各缸H相同．

通過多元線性回歸理論建立總噪聲與缸內(nèi)壓力、轉(zhuǎn)矩的線性疊加關(guān)系．通過噪聲采集試驗得到多組工況數(shù)據(jù)，并對獲得的數(shù)據(jù)進行多元線性回歸，其中因變量為發(fā)動機總噪聲聲功率W，自變量為pc2和L2，回歸模型用矩陣形式表示為

式中：Y為因變量矩陣；X為自變量矩陣；A為回歸系數(shù)矩陣；E為誤差向量．

回歸系數(shù)通過最小二乘法確定，假設(shè)

為確?；貧w結(jié)果準確，誤差向量E的模應(yīng)達到最小，其優(yōu)化目標函數(shù)可以表示為

利用多組數(shù)據(jù)得到Wm1、H和G共3個常量參數(shù)．引入多元回歸擬合優(yōu)度R2評價噪聲分離方程擬合效果，即

引入缸內(nèi)壓力級Lcp表示缸內(nèi)壓力的幅值[15]，有

式中：p0＝2×10-5Pa．燃燒噪聲Lc為

則發(fā)動機結(jié)構(gòu)衰減系數(shù)LH為

總噪聲L為

式中：Lm為總機械噪聲；Lm1為隨負荷變化機械噪聲；Lm2為不隨負荷變化機械噪聲．

2 TGDI汽油機噪聲試驗

選取某1.5L TGDI汽油機，表1為試驗發(fā)動機參數(shù)．試驗在半消聲室環(huán)境下進行，進/排氣噪聲通過軟管引出室外．試驗中噪聲采集設(shè)備為德國Siemens公司的LMS Test Lab聲振測試與分析系統(tǒng)，因排氣側(cè)靠近駕駛室，選擇排氣側(cè)測點進行噪聲測試，測點豎直高度與曲軸旋轉(zhuǎn)中心一致，距離排氣側(cè)機體水平1m，噪聲測點布置如圖2所示．

圖2 測點布置示意Fig.2 Layout of measuring point

表1 發(fā)動機主要技術(shù)參數(shù)Tab.1 Engine specifications

測試采集噪聲數(shù)據(jù)，同時采集發(fā)動機轉(zhuǎn)矩數(shù)據(jù)與各缸缸內(nèi)壓力信號，轉(zhuǎn)矩由測功機提供，缸內(nèi)壓力傳感器采用集成到火花塞上的Kistler 6117BFD15型傳 感器．噪聲信號和缸內(nèi)壓力信號的采樣頻率分別為25600Hz和6400Hz，頻率分辨率均為0.5Hz．

在發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2000、3500和5000r/min工況下，分別測試10%～100%負荷范圍內(nèi)各負荷下發(fā)動機的輻射噪聲和缸內(nèi)壓力，間隔10%，得到30個工況下的發(fā)動機排氣側(cè)輻射噪聲、氣缸內(nèi)壓力和轉(zhuǎn)矩測量數(shù)據(jù)．為驗證噪聲分離效果，測試對應(yīng)轉(zhuǎn)速下倒拖工況排氣側(cè)輻射噪聲數(shù)據(jù)．

3 TGDI汽油機噪聲聲源分離結(jié)果

3.1 噪聲分離模型可行性驗證

運用相干系數(shù)分析方法分析總噪聲與缸內(nèi)壓力、總噪聲與轉(zhuǎn)矩的相干性，采用常相干系數(shù)評價試驗數(shù)據(jù)在式(5)分離方程中的應(yīng)用．常相干系數(shù)表示輸入j引起的輸出i的功率與總輸出i的功率之比，有

式中：γij(f)為輸入j與輸出i之間的常相干系數(shù)；Sij為輸入信號和輸出信號的互功率譜；Sii為輸出信號的自功率譜；Sjj為輸入信號的自功率譜．γij(f)在0～1.0之間，值為1.0表示輸出i完全由輸入j貢獻，值為0表示輸入j對輸出i無任何貢獻．γij(f)大于0.7時，兩變量之間有很好的相干性[8]．

圖3為總噪聲與缸內(nèi)壓力、轉(zhuǎn)矩相干系數(shù)分析．總噪聲與缸內(nèi)壓力、轉(zhuǎn)矩在整個頻率段相干系數(shù)均大于0.7，并在500～5500Hz區(qū)間相干系數(shù)基本為1.0，總噪聲與缸內(nèi)壓力、轉(zhuǎn)矩具有顯著的線性關(guān)系，證明噪聲分離模型準確．

圖3 總噪聲與缸內(nèi)壓力、轉(zhuǎn)矩相干系數(shù)分析Fig.3 Coherence coefficient analysis of total noise and cylinder pressure and torque

3.2 發(fā)動機結(jié)構(gòu)衰減特性分析

發(fā)動機結(jié)構(gòu)衰減主要取決于發(fā)動機固有屬性和缸內(nèi)激勵壓力，指缸內(nèi)的燃燒壓力振蕩輻射為燃燒噪聲過程中的衰減，是描述缸內(nèi)壓力與燃燒噪聲傳遞關(guān)系的物理量．理論上結(jié)構(gòu)衰減系數(shù)LH為不隨轉(zhuǎn)速變化的常量[9-10]，但由于測量誤差及計算精度的原因會有所不同．將多個轉(zhuǎn)速下的結(jié)構(gòu)衰減系數(shù)平均值作為發(fā)動機結(jié)構(gòu)特性指標，選取各1/3倍頻程中心頻率的H計算出對應(yīng)LH，并繪制散點圖，用多項式擬合逼近，擬合得到的曲線定義為結(jié)構(gòu)衰減曲線，見圖4．

圖4中，擬合優(yōu)度R2為0.88，具有較好的擬合效果．結(jié)構(gòu)衰減曲線分為3個階段：第1階段的頻率區(qū)間為0～315Hz，衰減曲線緩慢上升；第2階段的頻率區(qū)間為315～4000Hz，衰減曲線快速下降；第3階段頻率區(qū)間為4000Hz以后，曲線再次上升．汽油機零部件固有頻率多處于第2階段，此頻段產(chǎn)生的氣缸壓力激勵更易激起相關(guān)部件的振動，導(dǎo)致衰減量較小，衰減曲線快速下降[16]．

圖4 TGDI汽油機結(jié)構(gòu)衰減Fig.4 Structural attenuation of TGDI engine

3.3 噪聲分離結(jié)果分析

3.3.1 噪聲成分頻譜分離結(jié)果

將噪聲分離模型應(yīng)用于轉(zhuǎn)速為3500r/min、100%負荷(254N·m)工況，缸內(nèi)壓力的1/3倍頻程結(jié)果如圖5所示．根據(jù)各頻段總噪聲、燃燒噪聲和不隨負荷變化機械噪聲計算得到各分離噪聲源聲壓級及貢獻度，如圖6所示．

圖5中，缸內(nèi)壓力級曲線第1階段的中、低頻部分受最大爆發(fā)壓力和壓力曲線積分影響，第2階段中、高頻部分受壓力升高率影響[1]．受壓力升高率影響，缸內(nèi)壓力級在630Hz后呈對數(shù)規(guī)律線性遞減，壓力升高率越大，缸內(nèi)壓力級曲線直線部分越平緩，反之越陡．圖6中，在315～1000Hz頻帶分離得到的隨負荷變化機械噪聲顯著減小，燃燒噪聲貢獻更顯著，因為TGDI汽油機氣缸缸內(nèi)壓力級曲線在此區(qū)間由趨于平緩變?yōu)轱@著下降，此區(qū)間壓力升高率較高，導(dǎo)致燃燒噪聲貢獻顯著．可知轉(zhuǎn)速為3500r/min、100%負荷下，在315Hz以下和1000Hz以上范圍內(nèi)隨負荷變化機械噪聲是汽油機噪聲的主要貢獻源．

圖5 缸壓級1/3倍頻程結(jié)果Fig.5 1/3octave result of cylinder pressure level

圖6 分離噪聲源聲壓級及貢獻度Fig.6 Sound pressure level and contribution of separate noise sources

3.3.2 頻譜分離結(jié)果擬合效果驗證

圖7為采用式(10)驗證頻譜分離結(jié)果準確性，并 對多元回歸模型的擬合效果進行評價．頻譜噪聲分離的多元線性回歸模型在80Hz以下的低頻部分時，有部分頻帶出現(xiàn)擬合優(yōu)度較差現(xiàn)象(R2小于0.70)；80Hz以上頻譜噪聲分離回歸方程擬合效果良好，R2均大于0.70，分離方程的擬合優(yōu)度基本可以證明分離結(jié)果正確性．

圖7 回歸方程擬合效果驗證Fig.7 Verification of regression equation fitting effect

3.3.3 倒拖測試驗證

利用調(diào)速電機做動力源，使發(fā)動機倒拖時在穩(wěn)定轉(zhuǎn)速運行，此工況下輻射噪聲激勵源與不隨負荷變化機械噪聲激勵源相近，基于此工況驗證噪聲分離結(jié)果一致性，如圖8所示．

圖8 噪聲分離結(jié)果一致性驗證Fig.8 Verification of consistency of noise separation results

采用平均絕對百分比誤差(MAPE)評價噪聲分離結(jié)果的一致性，有

模型計算結(jié)果中不隨負荷變化機械噪聲與驗證樣本倒拖工況測試噪聲MAPE為0.25%，可知噪聲分離模型具有較好的分離效果．

3.4 整個轉(zhuǎn)矩工況噪聲分離結(jié)果

以燃燒噪聲為主要貢獻的400Hz頻帶噪聲為例，利用多元回歸分析結(jié)果估計噪聲分離中的隨負荷變化機械噪聲特性，并得到各部分噪聲貢獻度，如圖9所示．400Hz下，隨轉(zhuǎn)矩增加，不隨負荷變化機械噪聲的貢獻減小，隨負荷變化機械噪聲的貢獻增加．燃燒噪聲貢獻隨轉(zhuǎn)矩增加先快速增加，之后趨于穩(wěn)定．在轉(zhuǎn)矩大于70N·m后，燃燒噪聲貢獻大于總機械噪聲貢獻；在轉(zhuǎn)矩大于108N·m后，隨負荷變化機械噪聲貢獻大于不隨負荷變化機械噪聲貢獻．

圖9 隨轉(zhuǎn)矩變化噪聲貢獻度Fig.9 Noise contribution with torque variation

綜上可知，轉(zhuǎn)速為3500r/min時，TGDI汽油機在315Hz以下和1000Hz以上隨負荷變化機械噪聲是整機輻射噪聲的主要貢獻源．可在此頻率區(qū)間有效控制隨負荷變化機械噪聲，如噴油泵、軸承和活塞敲擊噪聲等．315～1000Hz區(qū)間，燃燒噪聲是整機輻射噪聲的主要貢獻源，組織優(yōu)化燃燒過程可有效改善發(fā)動機整機輻射噪聲．

頻帶為400Hz下，試驗TGDI汽油機在轉(zhuǎn)矩小于70N·m工況有效控制不隨負荷變化機械噪聲，在轉(zhuǎn)矩大于70N·m工況有效控制燃燒噪聲，并在轉(zhuǎn)矩大于108N·m工況有效控制燃燒噪聲和隨負荷變化機械噪聲，可有效改善發(fā)動機整機輻射噪聲．

4 結(jié) 論

(1) 通過聲能疊加方法，試驗TGDI汽油機主要噪聲源可分離為燃燒噪聲、隨負荷變化機械噪聲以及不隨負荷變化機械噪聲．

(2) 轉(zhuǎn)速為3500r/min、100%負荷工況下，315～1000Hz區(qū)間隨負荷變化機械噪聲顯著減小，燃燒噪聲貢獻更顯著；在315Hz以下和1000Hz以上范圍內(nèi)，隨負荷變化機械噪聲是汽油機噪聲的主要貢獻源．

(3) 轉(zhuǎn)速為3500r/min、頻帶為400Hz下，隨轉(zhuǎn)矩的增加，不隨負荷變化機械噪聲的貢獻減小，隨負荷變化機械噪聲的貢獻增加，燃燒噪聲貢獻先快速增大后趨于平穩(wěn)；在轉(zhuǎn)矩大于70N·m后，燃燒噪聲貢獻大于總機械噪聲，在轉(zhuǎn)矩大于108N·m后，隨負荷變化機械噪聲貢獻大于不隨負荷變化機械噪聲．