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摘要：以某V型双缸柴油机为研究对象，结合单缸熄火法与近场声压扫描法对该柴油机噪声源进行识别试验研究。首先，在不同工况下采用单缸熄火法分离出燃烧噪声和机械噪声，量化内部激励噪声源对整机噪声的贡献度，识别在工况下燃烧噪声和机械噪声的辐射频谱特性；然后，利用近场声压扫描快速定位工况下主要辐射表面的主要辐射部件，识别燃烧噪声和机械噪声的主要传递路径；最后，根据识别结果进行隔声降噪试验验证。该识别方法可为明确柴油机降噪方向与降噪具体目标提供参考。
关键词：柴油机；单缸熄火；声压扫描；噪声源；降噪
文献标识码：A 文章编号：1674-5124（2016）11-0135-05
0 引言
有效降低柴油机噪声，首先必须对柴油机的主要噪声源进行准确识别，了解其产生噪声的机理，确定噪声源部位，分析噪声源的特性，然后才能为下一步有针对性地采取控制措施提供理论指导。
基于试验的柴油机表面辐射噪声源识别方法主要有声压测量法、声强测量法、表面振动速度测量法、声全息法、声阵列技术等。相较于其他方法，声压法最简单易行且无需复杂的专业设备，而且随着传声器技术的日趋完善，声学测试环境的日益改善，将不断提高表面声压的测量精度，在噪声源识别方法中，也将进一步加强近场声压扫描法的作用。柴油机内部激励噪声源包括燃烧噪声和机械噪声，基于试验的内部激励噪声源识别方法主要有倒拖法、单缸熄火法、改变喷油提前角法、传递函数法等。其中，单缸熄火法较倒拖法考虑了燃烧对机械噪声的影响，结果更加准确，且无须为柴油机额外提供动力进行倒拖，在工程实际中应用较广。柴油机噪声源识别方法众多，而且每一种识别方法都有其优缺点及适用范围，而对于柴油机不同特性的噪声源，要全面系统地对其进行识别研究，应根据实际情况，融合不同的识别方法进行优势互补，以提高对柴油机噪声源识别的准确性。
本文以单缸熄火法与近场声压扫描法相结合的识别方法，按照从内到外的识别流程，进行某V型双缸柴油机内部激励噪声源以及表面辐射噪声源的识别试验，分析燃烧噪声和机械噪声对整机噪声的能量贡献及其辐射特性，并在识别燃烧噪声和机械噪声主要传递路径基础上，定位噪声源的主要辐射部件，以期为整机降噪方法的建立提供理论依据。
1 柴油机噪声源识别方法的基本理论
1.1 单缸熄火法简介
单缸熄火法是采用断油熄火的方式先排除单缸的燃烧噪声，再通过与整机噪声相比较，得到单缸的燃烧噪声，依此原理将各个缸的燃烧噪声再合成，得到整机的燃烧噪声，进而再识别出机械噪声。其中熄火缸所产生的燃烧噪声通过熄火前后整机噪声能量的消减求得，第1缸燃烧噪声声功率级的计算式为
（1）
（2）式中：Lw——整机声功率级；
L"w1——第1缸断油熄火后整机声功率级；
LPi——第i个测点处A计权或1/3倍频带声压级；
K——测量表面平均环境修正值；
△Lw——5点法声功率级修正值，为0.7-1.8 dB：
S1——测量表面面积（基准值：S0=1 m2）。
1.2 近场声压扫描法简介
对于一个各向辐射同性的声源，在声传播方向上的某一面，其有效声压与声强以及声功率有如下关系：
（3）式中：prms——有效声压；
S——辐射面积；
R=ρc——介质的声阻抗；
I——声强；
W——声功率。
在一定声学边界条件下，对于平面声波，由于p2rms直接正比于声波在时间T的平均功率，声压与声强以及声功率存在一定的关系；因此，在工程实际中，通过简便的近场声压扫描测量就能快速地实现对柴油机表面辐射噪声源的定位识别。
综上所述，单缸熄火法与近场声压扫描法相结合，克服了单缸熄火法无法识别噪声源传递路径导致降噪目标盲目性的缺点，克服了近场声压法难以确定噪声源辐射能量绝对大小的缺点。将两种识别方法有机联系起来，能简便又准确识别柴油机主要噪声源。
2 双缸柴油机噪声源识别试验分析
2.1 内部激励噪声源识别试验分析
本文所用V型双缸四冲程、自然吸气涡流水冷柴油机，缸径为80 mm，两气缸夹角为80°，具有电子调速（ECU控制）、转速稳定和结构紧凑的特点，标定工况下转速为3600 r/min，功率为14 kW。
整机声功率试验在柴油机台架实验室中进行，实验室墙面装有微穿孔板吸声，顶面也设有吸声材料，静态背景噪声声压级为55.4 dB（A），实验室声学环境满足工程测试要求。为排除排气噪声对测试结果的影响，排气管用石棉材料包裹并引至室外；房间通风扇在噪声测试时及时关闭。整机噪声试验按照GB/T1859——2000《往复式内燃机辐射的空气噪声测量》中的有关测试规定，采用5点法进行整机声功率测试，其中1测点对应飞轮侧，2测点对应第1缸侧，3测点对应驱动轴侧，4测点对应第2缸侧，5测点对应顶面侧，如图1所示。
考虑到柴油机实际工作的机械效率，为保证单缸熄火时柴油机工况稳定（转速稳定），选择转速工况间隔为600 r/min，转速为1 200～3 600 r/min，负荷工况间隔为25%，在每个转速下相应负荷为50%～100%。在上述工况条件下，基于单缸熄火法进行V型双缸柴油機的机械噪声和燃烧噪声的分离试验，结果如图2所示。
从图中分析可知，在50%～100%不同负荷条件下，随着转速的增加，V型双缸柴油机整机噪声声功率级也相应增加，但转速升至2 400 r/min开始，在中高转速各个负荷工况下，整机声功率级增加相对平缓。分析在不同负荷条件下各个转速下的燃烧噪声和机械噪声对整机噪声的贡献度可知，在负荷工况为50%时，柴油机转速从1 200 r/min上升到3 000 r/min，间隔600 r/min，整机的主要噪声源为燃烧噪声，转速1 800 r/min时燃烧噪声所占整机噪声达到最大，为87%，其声功率级值为101.57 dB（A），而在相同负荷工况下，转速为3 600 r/min时燃烧噪声与机械噪声各占整机噪声一半左右；在负荷工况为75%和100%时，柴油机转速从1 200 r/min增加至3 600 r/min，其相应工况下整机噪声中仍以燃烧噪声为主，在100%负荷工况下，转速为3 600 r/min时燃烧噪声所占整机噪声比重相对最小，为53%，但燃烧噪声仍对整机噪声的贡献占主要地位。
选取V型双缸柴油机，在转速为3 000 r/min，负荷为12 kW常用工况下，进行燃烧噪声和机械噪声的辐射频谱特性分析。在此工况下，柴油机主要噪声源燃烧噪声声功率级为103.8 dB（A），占整机噪声的68%，同时根据两缸熄火前（原机状态）、第1缸和第2缸熄火后所得整机噪声声功率级谱（如图3（a）所示），基于单缸熄火法分离燃烧噪声和机械噪声，通过对各中心频率处声功率级按照噪声能量合成与消减的方法可以得到整机燃烧噪声和机械噪声的声功率级谱；其中，将0～707 Hz划分为第1个频带，在声功率级谱图上以频率707 Hz表示，其余分析频带按照1/3倍频程依次划分，在声功率级谱图上分别以各频带中心频率表示，具体分离结果如图3（b）所示。
从图中分析可知，在中心频率2500 Hz以下的频带范围内集中了整机内部激励源噪声的主要能量，其中燃烧噪声能量约占整机噪声总能量的95%，机械噪声约占94%；燃烧噪声分别在以1 600 Hz（1 403～1 796 Hz）、2 000 Hz（1 796～2 245 Hz）为中心的频率范围内出现噪声峰值，其中最大值为97.8 dB（A），说明降低燃烧噪声的关键是降低此频带范围内的噪声能量；机械噪声则分别在0～707 Hz、以800 Hz（707～898 Hz）为中心的频率范围内出现噪声峰值，其中最大值为98.5 dB（A），同样降低此频带范围内的噪声能量是控制机械噪声的关键。
综上分析可知，V型双缸柴油机在常用转速负荷工况下，整机噪声中主要还是以中高频的燃烧噪声为主，说明双缸柴油机整机降噪的重点是降低燃烧噪声。
2.2 结构表面噪声源识别试验分析
柴油机表面辐射噪声是由结构部件受燃烧和机械冲击力激振引起表面振动而产生，从燃烧噪声和机械噪声的传递路径人手，要有效地降低V型双缸柴油机的整机噪声，首要工作是进行柴油机表面辐射噪声源识别，然后才能有针对性地采取噪声控制措施。
在前述声学环境下，在相同的常用工况条件下，为提高测试精度，持声学传感器尽可能靠近测量表面，分别对V型双缸柴油机第1缸侧面、飞轮侧面等主要辐射表面进行近场声压阵面的扫描测试。在距第1缸表面为8 cm的平面上布置5×8个测点，距飞轮8 cm的平面上布置6×8个测点，测试网格边长为8 cm。将声传感器从下至上，从左至右逐点拾取各表面各测点噪声信号。利用Matlab软件绘制各个阵面的声压云图，其中第1缸侧面、飞轮侧面的网格测点以及A计权声压级分布云图如图4和图5所示。在声压云图中，不同的颜色变化表示不同的声压级值，红色越深的区域，其声压级值越大。
由图4分析可知，第1缸侧面噪声较大的部位主要出现在缸盖与缸盖罩位置，而机体下侧裙部也有较明显的噪声辐射，其中第1缸缸盖罩中间位置最大声压级达到106 dB（A）左右。缸盖系统与气缸体由于辐射面积相对较大，受柴油机燃烧激励、气门落座冲击以及活塞敲击的传递激励，使其刚度相对薄弱区产生振动响应，导致结构辐射出较大噪声；气缸盖罩属于薄壁件，易受柴油机燃烧和机械宽频带激励力和气门冲击噪声的作用，导致结构传递和透射出较大噪声。
由图5分析可知，飞轮侧辐射噪声最大的部位出现在飞轮位置，其中飞轮中间部位噪声级达到105 dB（A）左右。由于柴油机的燃烧激励和机械激励通过不同传递路径传至曲轴系统激发旋转部件振动响应，最终通过气缸体表面及飞轮向外辐射；另外，大平面的飞轮在柴油机高速运转时，旋转带来的空气动力噪声也有一定影响，因此飞轮部位表面辐射噪声最大。
从图中进一步分析可知，V型双缸柴油表面辐射噪声主要由飞轮、气缸盖、缸盖罩、气缸体侧面等部位传出，相应的燃烧激励源和机械激励源主要通过缸盖系统的传递路径传至缸盖罩表面、通过从活塞至连杆再到曲轴的传递路径传递至气缸体表面以及飞轮、同时通过气缸壁传至气缸体外表面而激励相应表面的振动响应而形成表面辐射噪声。因此，根据试验分析结果可知，表面辐射噪声源的主要辐射部件包括缸盖、缸盖罩、飞轮以及机体裙部，其中缸盖系统、飞轮近场声压级较大，是需要重点控制的对象。
3 双缸柴油机降噪试验验证
在常用工作工况下，根据识别结果，从传播途径上采取相应降噪措施，以增加结构对燃烧噪声的衰减。实践证明，采取隔声措施能有效控制结构的中高频辐射噪声。因此，为控制V型双缸柴油机的燃烧噪声，通过设计顶面隔声罩来抑制其中高频噪声能量辐射。
隔声罩的实际隔声量不仅和隔声材料的平均隔声量有关，而且与隔声罩内衬吸声材料的吸声系数有关。为了提高顶面隔声罩的隔声效果，采用具有较高结构阻尼系数的复合阻尼钢板作为隔声罩材料，采用具有高吸声系数的阻燃性吸音棉作为内衬吸声层。隔声罩包括基层、吸声层以及防止基层2次噪声辐射的护面层。
在各转速全负荷工况下，采用5点法进行隔声前、后的整机噪声对比试验，结果如表1所示。从表中分析可知，采用顶面隔声罩后，双缸柴油机整机噪声在各工况下都有显著降低，尤其在1 800 r/min全负荷工况下，整机声功率级下降了1.7 dB（A），降噪效果最明显。
在转速为3 000 r/rain的工况下，对比隔声前、后的整机1/3倍频程声功率级谱，如图6所示。从图中分析可知，加隔声罩后的整机噪声在各个频带范围内的声功率级值都比原机有所降低，其中在0～898 Hz频带范围内，以机械噪声为主的总能量下降了1 dB（A）；在以1 600 Hz（1 403～1 796 Hz）及2000 Hz（1 796～2 245 Hz）為中心频率的频带范围内，以燃烧噪声为主的总能量下降了1.4 dB（A），试验结果说明采取隔声措施对降低燃烧噪声效果更明显。
4 结束语
1）在常用转速，各个负荷条件下，燃烧噪声是V型双缸柴油机主要噪声源；其中，在中、低转速负荷条件下，燃烧噪声所占比重较高；在常用工况下，燃烧噪声能量集中在中高频带，机械噪声能量集中在中低频带。
2）燃烧噪声和机械噪声主要通过缸盖系统的传递路径、通过活塞至连杆再到曲轴的传递路径以及通过气缸壁至气缸体外表面共3条关键路径传递至柴油机表面形成辐射噪声源，其中缸盖系统、飞轮是V型双缸柴油机主要辐射表面的主要辐射噪声源。
3）本文采取隔声措施设计了具有高隔声量的顶面隔声罩，从传播路径方面对燃烧噪声和机械噪声都进行了衰减从而降低了整机表面辐射噪声，其中对中高频的燃烧噪声抑制效果更好。
（编辑：莫婕）