袁細祥，徐 猛，史文華，郭玉偉，于建波，高 建Yuan Xixiang，Xu Meng，Shi Wenhua，Guo Yuwei，Yu Jianbo，Gao Jian

基于同步燃燒分析與小波變換的車輛敲擊異響分析

袁細祥，徐 猛，史文華，郭玉偉，于建波，高 建
Yuan Xixiang，Xu Meng，Shi Wenhua，Guo Yuwei，Yu Jianbo，Gao Jian

（北京汽車研究總院有限公司，北京 101300）

針對車輛加速過程中出現(xiàn)的敲擊異響問題，采用小波變換方法快速捕捉到敲擊異響的間隔頻率特征，采用同步燃燒分析方法識別敲擊異響的時域特征，綜合小波分析、同步燃燒分析和角度域分析方法，確定異響問題發(fā)生在1缸缸壓峰值時刻，且曲軸轉兩圈出現(xiàn)一次。最終確定敲擊異響原因為發(fā)動機1缸上軸瓦與軸徑間隙過大，通過控制曲軸上軸瓦的厚度下偏差，使敲擊異響問題得到有效控制。

小波分析；燃燒分析；發(fā)動機NVH；角度域分析

0 引 言

車輛發(fā)動機艙內異響會嚴重影響整車品質評價，降低車型競爭力，須重點關注和解決。發(fā)動機產(chǎn)生響應復雜多變，既有活塞等部件往復運動，又有連桿曲軸等系統(tǒng)旋轉運動，還承受燃燒產(chǎn)生的瞬態(tài)激勵，發(fā)動機響應是一個典型的時變非平穩(wěn)隨機信號[1]，針對發(fā)動機異響問題研究者進行了各種分析[2-4]。在動力系統(tǒng)實際開發(fā)中，多變量異響問題很難解決，如何從復雜的整車系統(tǒng)中確定問題根源，是NVH（Noise、Vibration、Harshness，噪聲、振動與聲振粗糙度）工程師面臨的重要難題。

小波分析對于能量不突出但在時域上比較集中的信號（瞬態(tài)時變信號）非常有效，通過從信號中提取信息，經(jīng)過伸縮和平移等運算對函數(shù)或信號進行多尺度細化，解決傅立葉變換不能解決的問題，因此小波分析及其優(yōu)化算法發(fā)展迅速，對于非平穩(wěn)振動信號的分析具有極大優(yōu)勢[5-7]。燃燒分析的核心是通過燃燒分析儀測試發(fā)動機實時燃燒特性，以此進行排放、動力性以及噪聲等性能研究[8-9]。在整車狀態(tài)下，同步采集燃燒數(shù)據(jù)與NVH數(shù)據(jù)，通過聲學回放、振動時域分析等，理解發(fā)生異響的極短時間內發(fā)動機激勵與異響的關系。

本文介紹小波分析和燃燒分析的基本原理和方法，針對車輛開發(fā)階段發(fā)動機艙異響問題，綜合小波分析、燃燒分析、角度域分析等方法，確定問題特征，通過試驗數(shù)據(jù)驗證判斷的準確性。

1 理論介紹

1.1 小波分析

小波變化中最常用的離散小波分析方法為Mallat算法，即

式中：c,k為近似系數(shù)，d,k為細節(jié)系數(shù)，=0，1，2，…，－1；為低通濾波器，為高通濾波器，為分解層數(shù)，為離散采樣點數(shù)。

小波分析既可實現(xiàn)對于變化平緩的低頻信息在更大尺度和更長時間上進行觀察，又可實現(xiàn)對于變化較快的高頻信息在更小尺度和更短時間上進行觀察，實現(xiàn)多尺度和多分辨率同步分析。

1.2 同步燃燒分析

同步燃燒分析是工程實踐中總結的一種分析流程和方法，建立了燃燒數(shù)據(jù)和NVH數(shù)據(jù)溝通，實現(xiàn)了在時間軸上對燃燒信息和NVH信息聯(lián)合分析，既可利用NVH優(yōu)勢，即頻域分析工具，如FFT（Fast Fourier Transformation，快速傅里葉變換）和階次分析，對燃燒數(shù)據(jù)進行分析，又可利用缸壓信號獨立性，實現(xiàn)振源和路徑解耦，直接判斷問題來自振源過大或者路徑放大。通過NVH聲學回放，可以確定異常問題時刻，對該時刻缸壓細節(jié)進行分析，進一步查找問題根源，明確優(yōu)化方向。

2 異響問題

某款車型在熱車加速時發(fā)動機艙出現(xiàn)連續(xù)敲擊異響，但冷車時異響不存在。

對問題車輛進行NVH測試，分別在發(fā)動機缸體、變速器殼體布置三向加速度傳感器，如圖1所示。

圖1 三向加速度傳感器布置

測試采用西門子LMS數(shù)字采集系統(tǒng)，設置振動信號為10 240 Hz、頻率分辨率為1 Hz，被測試車輛加速行駛，跟蹤時間為15 s。

發(fā)動機缸體振動時域信號如圖2所示，發(fā)現(xiàn)振動信號存在明顯加速度脈沖敲擊，表現(xiàn)為加速度突然變大而后迅速減小，聲學回放確定脈沖敲擊信號與車內噪聲信號一致，變速器殼體振動數(shù)據(jù)未出現(xiàn)該敲擊特征，基本確定異響來自發(fā)動機。

圖2 發(fā)動機缸體振動時域信號

3 數(shù)據(jù)處理及分析

3.1 小波分析

通過小波分析對發(fā)動機缸體振動數(shù)據(jù)進行處理，參數(shù)設置見表1?？紤]敲擊信號為典型的寬頻信號，帶寬設置應盡可能大，設置為10 240 Hz，確保問題頻譜在分析范圍內。

表1 小波分析參數(shù)表

圖3 發(fā)動機缸體振動小波分析

小波分析結果如圖3所示，測試工況為發(fā)動機轉速在2 400 r/min附近，每兩次敲擊間隔約為0.05 s，則脈沖敲擊頻率為

發(fā)動機在轉速2 400 r/min附近可認為是穩(wěn)態(tài)工況，計算得到敲擊頻率產(chǎn)生的階次order為

由式（3）可知，曲軸轉兩圈敲擊發(fā)生一次。對其他轉速情況進行相同分析，可以確定敲擊間隔時間隨著轉速增加而減小，但與轉速的關系不變，均為轉速的0.5階。

3.2 同步燃燒分析

同步燃燒分析是一種通過同步采集燃燒數(shù)據(jù)和振動數(shù)據(jù)，共同分析異響發(fā)生原因的方法。缸壓傳感器、燃燒分析儀和NVH數(shù)據(jù)采集前端連接如圖4所示，發(fā)動機缸壓傳感器代替火花塞直接安裝在發(fā)動機各缸，缸壓數(shù)據(jù)轉換為電壓信號被燃燒分析儀接收和調制，之后轉換為新的電壓信號輸出到NVH數(shù)據(jù)采集前端，這樣既采集了NVH信號（噪聲、振動信號等），又同步采集了發(fā)動機缸壓信號。

圖4 燃燒系統(tǒng)與NVH數(shù)采前端連接示意

各缸缸壓與發(fā)動機缸體振動時域同步對比如圖5所示，當各缸缸壓峰值為6 100～6 700 kPa時，缸壓峰值產(chǎn)生順序為“1-3-4-2”，與四缸機的理論相同，且總缸壓（各缸缸壓的算數(shù)和）無明顯突變；圖5中顯示發(fā)動機異響時刻與1缸缸壓峰值時刻相同，例如第10.28 s、第10.33 s，說明異響與1缸缸壓有直接關系。

3.3 角度域分析

發(fā)動機本體振動與曲軸轉角直接相關。對于整車NVH，發(fā)動機點火頻率是主要的研究對象，曲軸敲擊、氣門結構等問題均與曲軸轉角直接相關，因此對于發(fā)動機本體，多采用角度域分析[10-11]。

圖5 燃燒數(shù)據(jù)和NVH數(shù)據(jù)同步分析

通過曲位傳感器和曲軸上的信號盤（58齒缺2齒）可以輸出曲位信號，曲位信號經(jīng)過調理后生成周期矩形波，根據(jù)ECU判缸控制邏輯：當曲位缺齒信號對應的凸輪軸信號為負值時，緊接著58個連續(xù)矩形波中第20個的下降沿時刻即為1缸壓縮行程的上止點。

角度域分析主要是建立敲擊信號與曲軸旋轉角度之間的關系。通過以上控制邏輯可以確定1缸上止點位置，根據(jù)四沖程發(fā)動機工作特性，定義1缸上止點位置為180°，1缸下止點位置為0°，同步分析振動信號，得到發(fā)動機敲擊振動與曲軸角度域關系如圖6所示。

圖6 發(fā)動機敲擊振動角度域分析

由圖6可知，兩個相鄰發(fā)動機敲擊振動分別發(fā)生在203°、923°，二者相差720°，符合曲軸旋轉2圈產(chǎn)生1個敲擊的特性，第1個敲擊發(fā)生在203°，即進入做功沖程后23°產(chǎn)生敲擊，而且為周期性發(fā)生。

3.4 綜合分析

綜合以上各分析結果可知異響問題的特征：

（1）在1缸缸壓峰值時刻產(chǎn)生，即進入做功沖程后23°；

（2）異響沖擊的間隔頻率為發(fā)動機轉速的0.5階，即曲軸轉2圈異響出現(xiàn)1次；

（3）冷車時無異響。

由于異響只出現(xiàn)在缸壓峰值時刻，此時曲軸經(jīng)過上止點后繼續(xù)旋轉23°，連桿活塞處于向下運動狀態(tài)，產(chǎn)生向下的敲擊載荷，針對此時刻承載的零部件可進一步排查。

首先，排除進/排氣門落座產(chǎn)生異響，進/排氣門落座產(chǎn)生在進氣和排氣沖程，不在燃燒沖程，異響出現(xiàn)與進/排氣門開啟/關閉角度不對應；其次，排除活塞銷和連桿襯套的敲擊聲，如果是活塞銷敲擊，那么應出現(xiàn)在做功沖程和吸氣沖程附近，即產(chǎn)生兩次敲擊而非單次。

另外，冷車無異響、熱車存在異響的現(xiàn)象一般與油膜有關，受力分析已排除異響源為曲軸連桿的上部零件；根據(jù)下部承載零件與潤滑油有關的特性，判斷曲軸的連桿瓦為可能異響源。因為冷車下油膜粘度高，油膜衰減敲擊能力強，異響不明顯，隨著油溫提升，油膜流動性逐漸增強，使敲擊明顯，這與冷車無異響、熱車異響的情況一致。

綜上分析，高度懷疑異響問題是1缸連桿軸瓦與軸徑的配合間隙過大，異響發(fā)生時刻的受力方向由上到下，因此上軸瓦與軸徑間隙是主要排查方向。

4 試驗驗證

對1缸上軸瓦不同配合間隙的車輛進行測試，發(fā)動機缸體振動時域信號數(shù)據(jù)對比如圖7所示。

注：上圖軸瓦厚度偏小，下圖軸瓦厚度偏大。

圖7上方曲線為軸瓦厚度偏小的數(shù)據(jù)，下方曲線為軸瓦厚度偏大的數(shù)據(jù)。

由圖7可以看出，軸瓦厚度偏小時敲擊振動明顯，主觀明顯感知異響存在；軸瓦厚度偏大時，局部雖仍可見部分較大信號，但是頻率和幅值均大幅降低，主觀已感受不到異響問題，車輛異響處于可接受范圍。搭配不同軸瓦厚度的車輛主觀評價見表2，主觀評價打分見表3。

表2 不同試驗樣車異響的主觀評價

表3 主觀評價打分表

綜上可知，通過控制曲軸軸瓦與軸徑間隙可以有效減少敲擊異響，主要通過控制軸瓦厚度使間隙降低，即將軸瓦厚度的下偏差由1.283 mm提高到1.288 mm，試驗結果滿足目標要求。

5 結 論

針對發(fā)動機異響問題，采用不同方法查找根源，明確問題原因，采用優(yōu)化方法，解決了異響問題。

（1）對于瞬態(tài)敲擊異響問題，通過小波分析，既可以得到每次敲擊信號的頻率特征，又可以得到相鄰敲擊之間的間隔頻率，后者更為重要，上文中間隔頻率為發(fā)動機轉速的0.5階；

（2）采用同步燃燒分析方法，同步分析各缸壓數(shù)據(jù)與NVH數(shù)據(jù)，查找振動噪聲信號規(guī)律，進行異響源分析與識別；

（3）通過綜合分析，確認異響發(fā)生在1缸缸壓峰值位置，即活塞上止點進入燃燒沖程后23°產(chǎn)生異響，與曲軸每轉2圈發(fā)動機產(chǎn)生1次敲擊相吻合，結合發(fā)動機冷車無異響情況，判斷與潤滑油油膜有關，進一步推測與1缸中軸瓦和軸徑間隙有關；

（4）因曲軸軸瓦與軸徑間隙過大導致敲擊異響，通過提升軸瓦厚度下偏差使異響問題得到解決。

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2022-08-10

1002-4581（2022）06-0013-05

U467.4

A

10.14175/j.issn.1002-4581.2022.06.004