前言

內燃機由于動力強、熱效率高等優點被廣泛運用于船舶、汽車和其他設備上。但內燃機質量大，振動噪聲高，長時間運行時發動機溫度和壓力過高，氣缸內易積攢煙灰和積碳。由于內燃機在運行過程中，活塞撞擊和零配件的間隙過大等都會導致內燃機缸蓋和機體振動。內燃機表面的振動信號反映了內燃機內部的工作狀態，對振動噪聲信號進行測試和分析可以得出內燃機內部運行狀況和振動噪聲產生的原因。

21 世紀以來，國內內燃機噪聲與振動控制發展迅速，對內燃機噪聲源識別技術、內燃機軸系扭轉振動產生機制、內燃機噪聲聲強測試法等做了大量的研究。文獻中對內燃機結構振動、表面輻射噪聲進行了深入分析，并研究了內燃機結構的振動與輻射噪聲間的關系。

本文作者對主流噪聲振動測試設備采集的振動噪聲信號進行頻譜分析，并對分析所得的振動頻譜圖、ColorMap圖、階次分析圖進行分析，得出振動與噪聲產生的原因。

1. 振動信號采集

內燃機表面振動的激勵信號頻譜范圍較廣。為了研究振動響應信號，采用測試頻譜范圍較廣的加速度傳感器和聲學傳感器。振動信號測量過程中，所測量的信號需要經過傳感器、放大器和數據采集系統等。

1. 1 測試設備與試驗對象

( 1) 測試設備

現主流測試設備主要由德國海德、德國西門子、美國PCB、丹麥BK 等公司生產提供。此次試驗采用的是德國西門子公司生產的LMS SCADAS MobileSCM05 多通道噪聲振動測試系統，該系統由LMSSCADAS Mobile SCM05 數據采集前端、SimcenterTestlab 18 測試分析軟件、Simcenter Testlab 18 模擬合成軟件及相應的聲學和振動傳感器組成。該系統與其他同類產品相比，所測量的振動和噪聲信號精確度更高，故測量數據精確可靠。所使用的聲學傳感器的靈敏度為50 mV/Pa。LMS SCADAS Mobile SCM05 數據采集前端可以記錄包括數字以及音頻數據、振動信號和加速度信號在內的多種數據。所采集的聲音和振動信號由相應的多通道分析系統進行分析和處理。

一般而言，加速度傳感器和聲學傳感器布置在能夠充分反映被測對象信息的地方，測點不應布置在阻尼部件上，應該盡可能與直接傳遞路徑相重合; 測點位置應易于傳感器的安裝與測試; 三向加速度傳感器的方向應與發動機激勵力的方向一致。X 向是沿著發動機轉軸的方向; Y 向是平行于地面的平面上，垂直于X 軸的方向; Z 向是垂直于地面的方向。

圖1 所示為建立的臺架示意，采用4189 型1. 27cm ( 1 /2 英寸) 自由場傳聲器和356A32 型三軸加速度傳感器測試噪聲和振動信號。

( 2) 試驗對象

被測試內燃機的技術參數見表1。

1. 2 試驗測試工況與測點布置方法

( 1) 試驗測試工況

此實驗在實驗室進行，內燃機產生的廢氣將通過排氣管引出室外。由于此內燃機采用的是水冷方式且沒有安裝空氣濾清器，所以在測量噪聲時將不考慮排氣噪聲，只采集了內燃機表面的噪聲。當內燃機在試驗臺架上開始運轉時，其油溫和水溫將上升為常規的工作溫度，用試驗臺架將內燃機轉速穩定在設置好的工況下進行測試。將采樣頻率設置為24 000 Hz。為確保試驗的準確性，每天測試一組數據，一共測試3d，每次測試時間為10 s，測試試驗溫度和濕度分別為20 ℃和55%。

測試工況如表2 所示。可知對內燃機在轉速780r /min、扭矩10/45 N·m，轉速820 r /min、扭矩10/50N·m，轉速2 200 r /min、扭矩150/250/360 N·m三個穩態工況下進行測量，并測量內燃機在轉速780～3 390r /min 的加速過程中的試驗數據。

( 2) 測點布置方法

內燃機噪聲測試參照國家標準GB 1859—2000《往復式內燃機輻射的空氣噪聲測量工程及簡易法》，按照規定采用九點布置法。噪聲測點布置如圖2 所示，可見噪聲測試的表面為一個矩形六面體，第一張圖為矩形六面體的前視圖，第二張為俯視圖，圓圈代表聲學傳感器，測試表面與內燃機各側面平行且距離內燃機1 m。加速度傳感器的布置位置根據相關標準應選在機體上或振動較大的結構點上。結合文中分析的內容，將加速度傳感器布置在柴油機上部靠近進氣口位置、柴油機外殼上部中心位置、柴油機腳支撐位置。

2 振動信號處理及分析

2. 1 穩態工況下振動噪聲數據分析

頻譜分析是穩態工況信號處理最重要和最常用的一種方法，對測試的時域信號進行快速傅里葉變換，分析得信號的線性自功率譜。為了讓人們直觀地分析信號的頻譜特性，頻譜圖反映了信號的頻率和幅值之間的關系，從而診斷信號的問題頻率。

2. 1. 1 轉速對振動的影響

由測點布置可知在柴油機進氣口周圍布置了一個三向加速度傳感器，測出的加速度信號代表了進氣口的振動，其在轉速780 r /min、扭矩10 N·m，轉速820 r /min、扭矩10 N·m 和轉速2 200 r /min、扭矩150 N·m 穩態工況下X、Y、Z 向振動頻譜如表3所示。振動烈度表示振動強烈程度，國際標準組織( ISO) 常用加速度的均方根值來表示，因為其包含了頻率的信息，從而反映了振動信號的能量。表3中的ＲMS 值代表了780、820、2 200 r /min 的振動烈度。

眾所周知，當扭矩一定時，氣缸吸入氣體的速度隨著轉速的增大而增大，從而進氣管附近的振動強度和頻率也會加強。但是由表3 可知，780 r /min 的振動烈度大于820 r /min，可見發動機在780 r /min 轉速時內燃機內部零件產生了共振，從而導致了振動烈度的增加。反映了很多汽車在啟動時的抖動明顯大于行駛時。由于內燃機零部件精度不夠，個別氣缸氣體的作用力較其余缸體增大或減小，使得各缸的進氣量不同，導致各缸運動功率不平衡，這些都會引起內燃機受力矩的大小不同，從而產生抖動現象。當轉速提高到2200r/min 時，進氣口振動烈度大幅增加，可見上述論證正確。

由表3可知，隨著轉速的提升，發動機的轉頻也在隨之增加，共振發生所在的頻率也隨之增大。

2.1.2 負載對振動的影響

由測點布置可知在柴油機進氣口周圍布置了一個三向加速度傳感器，測出的加速度信號代表了進氣口的振動，它在轉速為2200r/min，負載為150、250、360 N·m 穩態工況下X、Y、Z 向振動頻譜圖和振動烈度如表4所示。

當轉速一定、負載增加時，加速度振動烈度在增加。

綜合上述同一測點的試驗數據分析轉速和負載對進氣口振動的影響。當內燃機轉速增大時，各部件的慣性力增大，從而使內燃機相對運動的零部件間撞擊產生的振動增強，則測量的振動加速度信號幅值應該隨著轉速的提高而增加，但數據顯示同一扭矩下780r /min 的振動烈度反而大于820 r /min，說明內燃機內部零部件在780 r /min 時存在共振。當柴油機轉速相同負載增大時，每循環供油量增加，燃燒的最高壓力提高，作用于活塞等運動件的力相應增加，機械振動必然隨著負載的增加而增加，所以振動烈度也隨之增加。

2.2 瞬態工況下振動噪聲數據分析

由頻譜分析可得測試信號的頻域特性，但無法區分瞬態工況下階次不同的噪聲源可能是同一頻率的情況。因此，對于非穩態工況而言，需要對測試信號做瀑布圖分析，常采用跟蹤轉速的方式，并畫出Color-Map 圖［10］。

分析旋轉機械的振動噪聲，階次分析是其中重要的內容，這就離不開ColorMap 圖分析。ColorMap 圖的橫軸表示頻率，縱軸表示轉速，故ColorMap 圖可以反映信號隨轉速、頻率變化的規律，用顏色深淺表示測試信號的幅值大小，紅色代表信號幅值的最大值，藍色代表信號幅值的最小值。

圖3 為機械負載下，內燃機轉速由750r/min勻加速到3390 r /min 時測得的噪聲信號ColorMap圖，表明1階、2階、4階、6階、8階噪聲為內燃機噪聲的主要成分。圖4反映了各個階次不同轉速下的噪聲對整體噪聲水平貢獻的大小，圖中曲線1代表了整體的噪聲水平。在750～3390r/min轉速范圍內，8階噪聲占主導地位; 6階、4階、2階、1階噪聲依次減小。總體而言，1階、2階、4階、6階、8階噪聲對內燃機噪聲水平貢獻最大。

3. 懸置系統優化約束設計

在已設計完成懸置基礎上，可以根據發動機的振動進一步優化參數，讓傳到車內的發動機激勵最小。通常，會通過優化系統約束條件來達到隔振的效果。實驗結果表明發動機在780 r /min 時產生了共振，故在設計懸置系統模態目標時考慮了轉頻13 Hz，避免產生共振。懸置系統固有模態目標如表5 所示。

4. 結論

( 1) 穩態工況下，隨著轉速的提升基頻也隨之增加，Y 軸的振動烈度比同轉速的X、Z 軸大，且內燃機主要峰值振動頻率為內燃機轉頻的整數倍，驗證了實驗數據的準確性。

( 2) 測量的振動加速度信號應該隨著轉速的提高而增加，但表3 顯示同一扭矩下780 r /min 的振動烈度反而大于820 r /min，說明內燃機內部零部件在780 r /min 時存在共振，對內燃機懸置系統設計有一定的指導意義，并給出了懸置系統模態的優化目標。

( 3) 由圖4 可得出噪聲主要由1 階、2 階、4 階、6 階、8 階機械噪聲合成，可對其相應的噪聲產生原因進行優化。

文章來源：發動機技術