米勒循环汽油机燃烧噪声诊断与优化.pdf

第 43 卷 第 2 期Vol.43,No.22024 年 3 月Journal of Applied AcousticsMarch,2024 研究报告 米勒循环汽油机燃烧噪声诊断与优化肖九长1,2王 毅1,2曾小春1,2曹黎明1(1 江铃汽车股份有限公司南昌330001)(2 江西省汽车噪声与振动重点实验室南昌330001)摘要：对某搭载米勒循环增压汽油机的SUV在低速高负荷区域出现的“哒哒”异响进行诊断、分析及优化。噪声振动信号经傅里叶变换、滤波及燃烧压力频谱对比分析，确认异响为1 3.5 kHz的燃烧噪声。通过对米勒循环结构分析，确认异响产生根本原因为小升程进气凸轮进气时间短、阻力大和增压器低速性能不足，在低速中高负荷节气门全开下，采用了过大的点火提前角，导致气缸压力急剧升高诱发高压力升高率，带来燃烧噪声。通过对异响工况点火提前角优化，最高压力升高率及1 3.5 kHz燃烧压力频谱成分优化明显，异响消除，且发动机性能变化不大。关键词：米勒循环；燃烧噪声；压力频谱；点火提前角中图法分类号:TK411+.6文献标识码:A文章编号:1000-310X(2024)02-0301-07DOI:10.11684/j.issn.1000-310X.2024.02.007Diagnosis and optimization on combustion noise of a Miller cyclegasoline engineXIAO Jiuchang1,2WANG Yi1,2ZENG Xiaochun1,2CAO Liming1(1 Jiangling Motors Co.,Ltd.,Nanchang 330001,China)(2 Key Lab.of Jiangxi Vehicle Noise and Vibration,Nanchang 330001,China)Abstract:The“DaDa”abnormal noise of a SUV equipped with Miller cycle turbocharged gasoline engine inlow speed,high load area was studied.Through Fourier transformation,filtering of the noise and vibrationsignal and comparison analysis of cylinder pressure spectrum,it is confirmed that the abnormal sound is13.5 kHz combustion noise.Through structure analysis of the Miller cycle engine,it is found that the rootcause is that high pressure rise rate caused by unreasonable advanced ignition angle under low speed and highload while throttle is fully open condition,because Miller cycle uses an inlet cam of small lift which caused shortintake time and high resistance and the supercharger low-speed performance is insufficient.By optimizing theadvanced ignition angle in the abnormal noise condition,the maximum pressure rise rate and 13.5 kHz cylinderpressure components are obviously optimized,the abnormal noise is eliminated,and the engine performancechanges little.Keywords:Miller cycle;Combustion noise;Cylinder pressure spectrum;Advanced ignition angle2022-11-01收稿;2022-12-16定稿江西省汽车噪声与振动重点实验室开放课题资助项目(JXNVHKB-KFKT-201804)作者简介:肖九长(1991),男,江西赣州人,硕士,研究方向:动力总成噪声与振动控制。通信作者 E-mail:3022024 年 3 月0 引言奥托循环汽油机压缩比等于膨胀比，增大膨胀比的同时压缩比同样增大，发动机爆震趋势增大，限制了压缩比的提高，一定程度上限制了汽油机热效率的提高。米勒循环1通过进气门早关的策略，在压缩行程开始(下止点)之前使混合气经历一个膨胀过程，对混合气进行内部冷却，可以降低发动机热负荷、减少压缩功，大大降低了发动机有效压缩比。压缩比和膨胀比分离，增大了有效膨胀比并有效抑制了发动机爆震。通过改变进气门关闭角度控制发动机负荷，部分取代节气门控制，从而减小部分负荷下发动机泵气损失。因此米勒循环通过减少压缩过程消耗功、充分提高膨胀过程的膨胀程度可以提高热效率、燃油经济性。发动机噪声2通常分为机械噪声、燃烧噪声及空气动力噪声。燃烧噪声是内燃机缸内燃烧压力通过缸盖、缸套和曲柄连杆机构等，激励内燃机整体结构振动并从表面辐射出来的噪声。国内外学者对柴油机燃烧噪声机理及试验研究开展得较早且深入。卫海桥等34、Torii5阐述了燃烧过程控制、结构、运行工况等参数对柴油机稳态和瞬态工况燃烧噪声影响机理。尤险峰等6采用实测缸压数据，通过傅里叶变换和缸体衰减函数计算燃烧噪声，并通过调节喷射次数、喷油量、节气门开度、增压器开度和废气再循环策略，降低了燃烧噪声突变，使整车语声清晰度提高7%，提高了整车声品质。由于汽油机正常燃烧时，燃烧噪声在发动机总噪声中占比例较小，汽油机燃烧噪声研究工作较少且起步较晚。翟俊萌等7提出根据汽油机气缸压力与压缩压力计算燃烧压力与燃烧噪声的方法，燃烧压力频谱分析结果表明：在小于1000 Hz频率范围，压缩压力引起的噪声占主要地位；在1000 10000 Hz频率段，燃烧噪声占主导；而在大于15000 Hz频率范围，气体共振激励力引起的噪声较大。刘瑞骏等8对某SUV汽油机丢油门异响问题进行排查研究，通过缸压、振动与噪声信号自适应广义S变换对比分析，确认异响为6 8 kHz异常燃烧激励。以上文献，主要对柴油机及奥托循环汽油机的燃烧机理及影响因素进行研究，针对米勒循环汽油机加速异响问题研究较少。本文运用信号滤波、短时傅里叶变换9及燃烧压力频谱分析等信号处理技术，对某搭载米勒循环增压汽油机SUV手动车型，在低转速爬坡工况中出现的车内人耳清晰可辨的“哒哒”异响噪声进行诊断、分析及优化。确认了问题产生的根本原因，最终通过标定参数的优化，问题得以有效的解决，为后续米勒循环汽油机燃烧噪声目标设定及开发提供借鉴。1异响诊断与分析1.1噪声振动测试与分析异响问题排查主观判断与客观测试非常重要，且紧密相连。结合主观判断和客观测试分析，可以大幅缩小排查范围，高效定位异响源。在发动机机舱内及驾驶室布置传声器和振动加速度传感器，运用西门子LMS Test.Lab测试分析系统，结合主观驾评，对异响进行噪声振动测试分析。噪声测点位置为机舱发动机前端、后端、排气侧、顶面、进气侧和油底壳底面、变速箱近场、主驾驶位右耳位置，振动测点位置为1#4#缸体、变速箱壳体。对采集的数据进行时频域分析，图1为机舱顶部传声器信号、4#缸体振动信号及发动机转速扭矩信号时域对照图，图2为异响噪声振动傅里叶变换colormap图，图3为机舱噪声短时傅里叶变换时频分析图。主客观综合分析发现：(1)当发动机从怠速缓慢加速爬坡时，如图1所示，在6 s、11 s、18 s附近，对应发动机转速800 1200 r/min、80 Nm以上工况区域，车内人耳清晰可辨来自机舱的“哒哒”异响。机舱、缸体噪声振动时域图上对应时刻有明显的异常突变。异响幅值随发动机负荷升高而增大，尤其在高温天气、低速较长时间爬坡工况容易出现，1500 r/min后异响消失。(2)图2噪声振动频谱图对应时刻在1 3.5 kHz有明显的噪声振动突变。图3时频分析图显示异响具有明显的2阶点火频率特征(1000 r/min工况，异响发生约34次/s)。通过1 3.5 kHz频率带阻滤波处理异响消失，确认1 3.5 kHz异常信号为抱怨的“哒哒”异响。且发动机各端面传声器及1#4#缸体处振动明显大于变速箱近场噪声及振动，初步判断异响来自发动机内部。(3)为进一步确认异响来源发动机，同步排查发现发动机在台架上对应低速中高负荷工况同样存在明显“哒哒”异响，且随着负荷的增大异响会增加，同时在转速到达1500 r/min后异响消失，与整车表现完全一致。第43卷 第2期肖九长等：米勒循环汽油机燃烧噪声诊断与优化3032301020246812141618120.029.0230102024681214161831.00-26.0023010202468121416181600.0740.023010202468121416187.00-7.00?/s?/s?/s?/s?/Pa?g?/(rSmin-1)?/(NSm)(a)?(b)4#?(c)?(d)?图1异响噪声振动时域信号Fig.1 Time domain signal of abnormal noise and vibration51202001000200030004000150025003500450023010202468121416182290.000dB(A)Pa?/Hz?/Hz5120200100020003000400015002500350045002301020246812141618220-100dBg(a)?colormap?(b)4#?colormap?/s?/s图2异响噪声振动频域信号Fig.2 Frequency domain signal of abnormal noise and vibration?/Hz51202001000200030004000150025003500450065555555555555555555590.0040.00dBPa?/s图3机舱噪声信号时频分析Fig.3 Time-frequency analysis of engine cabin abnormal noise3042024 年 3 月综上，抱怨的类似鞭炮声“哒哒”异响来源于发动机各个表面，具有明显的2阶点火频率特征，且异响和发动机转速负荷强相关，异响极有可能来源于缸内燃烧噪声。1.2燃烧压力测试与分析燃烧噪声是内燃机缸内压力通过缸盖、缸套和曲柄连杆机构等，激励内燃机整体结构振动并从表面辐射出来的噪声。燃烧噪声大小与频率主要取决于缸内燃烧压力频谱和发动机缸体外表面振动特性2。燃烧噪声声强与缸内燃烧压力关系如式(1)所示，I Pmax(dPdT)max2,(1)式(1)中：I 为燃烧噪声声强；Pmax为最大缸内压力；(dPdT)max为最大压力升高率。气缸内压力周期性波动引发的燃烧噪声问题通常分3个频率段：(1)爆压引发的低频噪声，发动机转速越低，爆压频率就越低；(2)燃烧过程气缸压力升高率诱发的中高频噪声，即通常所说的燃烧噪声；(3)爆震振荡压力波产生的高频噪声。使 用Kistler燃 烧 分 析 仪 采 集 异 响 工 况(120 Nm，1000 r/min)和 正 常 工 况(120 Nm，1500 r/min)缸压曲线，燃烧压力曲线及压力升高率分别如图4、图5所示。缸压曲线及压力升高率曲线对比显示，两组缸压曲线对应扭矩相等(均为120 Nm)，异响?/(OCA)120 NSm1000 r/min120 NSm1500 r/min-360-270-180-90090180270360010203040506070?/Bar图41000 r/min vs 1500 r/min缸压曲线Fig.4 Cylinder pressure curve of 1000 r/min and1500 r/min工况发动机缸内燃烧剧烈，缸压急剧上升，最大爆压Pmax、最大压升率Rmax分别达到62 Bar、11.6 Bar/CA，明显大于正常工况缸压曲线对应的33 Bar、1.3 Bar/CA。根据上述燃烧噪声经验公式(1)，过大的爆压及压升率极易导致燃烧噪声。Rmax/(Bar/(OCA)?/(OCA)120 NSm1000 r/min120 NSm1500 r/min-360-270-180-90090180270360-4-202468101214图51000 r/min vs 1500 r/min压力升高率Fig.5 Cylinder pressure rise rate of 1000 r/minand 1500 r/min对缸压曲线进行傅里叶变换，结果如图6所示。异响缸压频谱信号在200 3500 Hz燃烧噪声有效值(Root mean square,RMS)值为193 dB，明显大于正常缸压对应的173 dB。发动机零部件刚度较大，固有频率多处于1 4 kHz频率段，在这个频率段比较容易引起机体表面的共振10，所以在该频段内燃烧噪声传递函数值较大，衰减较小，综合导致1 3.5 kHz燃烧噪声，进一步明确异响本质上属于燃烧噪声。10100100010000406080100120140160180200220240?/dB?/Hz120 NSm1000 r/min120 NSm1500 r/min图61000 r/min vs 1500 r/min缸压频谱Fig.6 Cylinder pressure spectrum of 1000 r/minand 1500 r/min第43卷 第2期肖九长等：米勒循环汽油机燃烧噪声诊断与优化3052 问题根本原因分析及优化2.1根本原因分析本文研究的增压汽油机采用进气门早关策略的米勒循环燃烧方式。米勒循环发动机采用小升程进气凸轮结构，如图7(0CA为做功行程上止点)所示，导致进气时间短、阻力大，因而进气压力必须高于奥托循环才能达到相同进气量。这导致该米勒循环发动机在1000 r/min、80 Nm负荷附近节气门就处于全开状态，而该发动机采用的Garrett GT1平台废气涡轮增压器，在1000 r/min以下发动机低转速区基本不能提供增压。发动机负荷仅能依靠给定发动机转速下的进气量及合适的点火提前角提供所需的扭矩。所以在低增压能力及节气门全开的条件下，扭矩的提高将很大程度地依赖于点火提前角的变化，这是量调节发动机的缺陷。如果点火角提前设置不合理，会产生潜在NVH问题。?/(OCA)090180270360450540630720024681012?/mmOtto?Miller?图7奥托与米勒循环进气凸轮升程曲线Fig.7 Otto and Miller cycle intake cam lift curve基于如上分析，米勒循环发动机小升程进气凸轮结构进气时间短、阻力大和增压器低速性能不足特性，在低速中高负荷节气门接近全开条件下，增压器不能提供扭矩提高所需的空气量，为满足低速扭矩的目标需求，采用了不合理的点火提前角，气缸压力急剧升高而诱发高压力升高率，如图4、图5所示，所致如上问题。2.2噪声优化及验证基于如上问题根本原因分析，对点火提前角进行优化，在相对充气量25%95%、700 1250 r/min异响工况范围，点火提前角推迟3 9CA。以发动机台架1000 r/min、120 Nm工况为例，优化前后缸压曲线、压力升高率及缸压频谱，对比如图8 10所示。-360-270-180-90090180270360010203040506070?/Bar?/(OCA)?图8优化前后缸压曲线Fig.8Cylinder pressure curve before and afteroptimization-360-270-180-90090180270360-4-202468101214Rmax/(Bar/(OCA)?/(OCA)?图9优化前后压力升高率Fig.9Pressure rise rate before and after opti-mization10100100010000406080100120140160180200220240?/dB?/Hz?图10优化前后缸压频谱Fig.10Cylinder pressure spectrum before andafter optimization3062024 年 3 月相较于基础状态，点火角优化后缸内燃烧更平缓，燃烧始点由4.9CA延迟到13.8CA，最大压力由62 Bar降低至44 Bar，最大压力升高率由11.6 Bar/CA降低至1.9 Bar/CA，200 3500 Hz燃烧压力频谱RMS值由193 dB降低至183 dB，优化明显，主观上异响消失。实际道路低速中高负荷爬坡验证，进行主观驾驶评估发现，优化前800 1200 r/min中高负荷异响区域“哒哒”燃烧噪声完全消除。客观测试数据如图11、图12所示，在800 1200 r/min中高负荷区域，机舱噪声、缸体振动时域信号无异常突变，同时噪声振动频谱分析图上1 3.5 kHz也无明显峰值。同步测试了优化前后爬坡过程200个循环燃烧曲线，计算循环最大压力升高率，对比如图13所示。整体上，Rmax由最大13 Bar/CA下降到3.9 Bar/CA(4 Bar/CA)，优化明显。同时评估了点火提前角的修改对发动机外特性扭矩影响，如图14所示。在800 1200 r/min转速区域，扭矩变化1 5 Nm(1%3%)，在可接受范围内。?/Pa?g?/(rSmin-1)?/(NSm)?/s?/s?/s?/s(a)?(b)4#?(c)?(d)?100512346789123.045.01005123467891600.0740.01001234567892345678931.00-26.00100123456789234567897.00-7.00图11优化后噪声振动时域信号Fig.11 Time domain signal of optimized abnormal noise and vibration?/Hz?/Hz5120200100020003000400015002500350045001001234567890.523456789100-100dBg5120200100020003000400015002500350045001001234567890.5234567891090.000dB(A)Pa?/s?/s(a)?colormap?(b)4#?colormap?图12优化后噪声振动频域信号Fig.12 Frequency domain signal of optimized abnormal noise and vibration第43卷 第2期肖九长等：米勒循环汽油机燃烧噪声诊断与优化3077008009001000 1100 1200 1300 1400 1500 160002468101214?Rmax/(Bar/OCA)?/(rSmin-1)图13优化前后200循环压力升高率Fig.13 Pressure rise rate of 200 cycles before andafter optimization700800900100011001200130070809010011012013014015080921201301357893118126130?/(NSm)?/(rSmin-1)?图14点火角优化对外特性扭矩影响Fig.14Influence of ignition angle optimizationon engine torque3 结论运用信号滤波、短时傅里叶变换及缸压频谱分析等信号处理技术，对某搭载米勒循环增压汽油机SUV手动车型，在低转速爬坡工况中出现的车内人耳清晰可辨的“哒哒”异响噪声进行诊断、分析及优化。结果表明，通过优化点火提前角，可有效解决异响问题。总结如下：(1)通过傅里叶变换、滤波处理及缸压频谱对比分析，确认异响为1 3.5 kHz的燃烧噪声。(2)通过对米勒循环结构分析，确认异响产生的根本原因为小升程进气凸轮进气时间短、阻力大和增压器低速性能不足，在低速中高负荷节气门全开下，采用了不合理的点火提前角，导致气缸压力急剧升高诱发高压力升高率，带来燃烧噪声。(3)通过对异响工况范围点火提前角进行优化，最高压力升高率及1 3.5 kHz缸压频谱成分优化明显，异响消除，且发动机性能变化不大。本文可为后续米勒循环汽油机燃烧噪声目标设定及开发问题预防提供借鉴。参考文献1 Li T,Gao Y,Wang J S.The Miller cycle effects on im-provement of fuel economy in a highly boosted,high com-pression ratio,direct-injection gasoline engine:EIVC vsLIVCJ.Energy Conversion and Management,2014,79:5965.2 吴炎庭,袁卫平.内燃机噪声振动与控制M.北京:机械工业出版社,2005.3 卫海桥,舒歌群.内燃机燃烧噪声的研究与发展J.小型内燃机与摩托车,2003,32(6):2628,31.Wei Haiqiao,Shu Gequn.The research and its devel-opment of combustion noise of internal combustion en-gineJ.Small Internal Combustion Engine and VehicleTechnique,2003,32(6):2628,31.4 卫海桥,舒歌群,王养军,等.直喷式柴油机瞬态工况燃烧噪声二级影响机理研究J.内燃机学报,2007,25(3):208216.Wei Haiqiao,Shu Gequn,Wang Yangjun,et al.Secondaryinfluencing factors 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