新聞主題	柴油發電機燃燒噪聲產生原因和影響因素分析

 

摘要：基于柴油發電機單缸試驗機的試驗缸壓曲線，采用頻譜分析的方法，建立缸壓曲線和燃燒噪聲之間的關系。根據柴油機的燃燒過程，將缸壓曲線分解為倒拖缸壓、燃燒振蕩壓力和剩余燃燒壓力曲線。分析發現：在全負荷工況，10~300 Hz低頻聲壓值主要由倒拖缸壓決定；1.8~20kHz高頻聲壓值主要由燃燒振蕩壓力決定；0.3～1.8kHz中高頻聲壓值主要由“剩余”燃燒壓力決定。分析表明：噴油正時提前，中低頻的聲壓值增大，高頻聲壓值略有增大；柴油機轉速上升，全頻段的聲壓值均增大；負荷越大，10～600 Hz的聲壓值越大，對2～20 kHz的高頻燃燒噪聲影響較小。

 

一、燃燒噪音產生的原因

 

      一般認為直噴式柴油機燃燒噪聲的產生因素有兩個，即燃燒氣體的動力載荷與高頻振動。

1、氣體動力載荷

      各種研究表明，燃燒噪聲是在速燃期內產生的。當缸內壓力急劇增大時，燃燒室壁面、活塞、曲軸等相關零部件受到強烈的動力載荷。柴油機結構屬復雜的多體振動系統，各零件的自振頻率不同，大多處于中高頻范圍（800~4000 Hz），受燃燒過程激勵，在中高頻率產生具有沖擊性和令人不適的燃燒噪聲。

2、氣體高頻振動

      在滯燃期內，燃燒引起缸內壓力急劇變化，非均勻燃燒過程產生的壓力波在燃燒室內以當地音速往復傳播，遇到燃燒室壁時發生反射，形成高頻振蕩氣波，也會輻射出高頻噪聲，其頻率取決于燃燒室尺寸和當地音速。柴油機運行中尖銳的高聲調噪聲就是由氣體的高頻振動產生的。

      經發動機結構輻射出的燃燒噪聲主要由發動機的結構衰減決定，結構衰減越大，輻射出的燃燒噪聲越低。燃燒噪聲的激勵源主要由缸壓曲線決定，而缸壓曲線主要與增壓壓力、壓縮比和燃油噴射參數，如噴射正時、噴射軌壓、噴油率曲線形狀相關；若采用多次噴射，還與預噴正時、預噴油量、預主噴間隔等參數相關。

      本文基于柴油發電機單缸機的實測缸壓曲線，采用傅里葉變換，還原缸內燃燒噪聲的頻域特征，為進一步分析和研究柴油發電機的燃燒過程以及噪聲源控制等提供一種新的思路。

 

二、試驗缸壓曲線采集

 

      本文對柴油發電機的中高速單缸試驗機的不同運行工況進行了試驗測試。

      試驗采用AVL Puma測試系統測試各項循環平均參數，如進氣壓力、溫度、排氣壓力、溫度、轉速、扭矩等；采用燃燒分析儀測量進排氣壓力波曲線、缸壓曲線、燃燒放熱率曲線等，每0.2℃A采集一個數據點。

      由于柴油機的進氣過程、噴油過程、混合氣形成過程、著火過程和燃燒過程都相當復雜，綜合這些因素的缸壓曲線的循環變動也較復雜。試驗過程中，每一個運行工況測量的缸壓曲線為取100個循環的平均值并去除異常信號形成，以此對柴油機的工作過程做出較客觀的判斷。

 

三、缸壓曲線頻域分析

 

1、缸壓曲線頻域分析方法

      對缸壓曲線的頻域特征進行分析是燃燒噪聲分析的有效方法。基于實測的缸壓曲線，采用快速傅里葉變換（FFT），將缸壓曲線從時域特征轉化為頻域特征。各頻率聲壓級（Sound Pressure Level，SPL）的計算公式為：

SPL=20log₁₀（P/P₀）.............（公式1）

      式中：P?為參考聲壓，P?=2×10^-5Pa；p為缸壓。在轉速1500（r·min^-1）、100%負荷工況下，單缸機的實測缸壓曲線如圖 １ 所示。

      對100%負荷的實測缸壓曲線做快速傅里葉變換，采用漢寧窗函數糾正壓力信號開始和結束時的差異，得到的聲壓級曲線分布如圖2所示。低頻段包括由氣缸壓力的基頻開始的頭幾個諧波頻率，氣缸壓力達到最大值，它的數值主要是由氣缸最高燃燒壓力及壓力曲線的形狀決定；中頻段氣缸壓力級以對數規律做近似線性遞減，該頻段燃燒噪聲主要由燃燒段的壓力升高率dp/dφ決定；高頻段出現另一個壓力級峰值，這個峰值是由氣缸內氣體的高頻振動引起。

 

圖1  柴油機100％負荷實測缸壓曲線

圖2  柴油機100％負荷缸壓曲線對應的聲壓級分布

 

2、燃燒壓力分解

      為分析燃燒過程中壓力升高部分對燃燒噪聲的貢獻度，將試驗缸壓曲線分為兩部分：倒拖缸壓曲線和“額外的”燃燒缸壓曲線。其中，燃燒缸壓曲線用試驗缸壓曲線減去倒拖缸壓曲線得到，如圖3所示。

      對倒拖缸壓和燃燒缸壓分別進行快速傅里葉變換，并計算得到聲壓級頻域分布曲線，如圖4所示。在300～20000 Hz，燃燒缸壓曲線和試驗缸壓曲線對應的聲壓級分布幾乎完全一致，即中高頻噪聲激勵主要是由燃燒過程產生；而10～300 Hz的低頻段聲壓主要由倒拖缸壓決定。

 

圖3  柴油機試驗缸壓曲線分解

圖4  試驗缸壓、 倒拖缸壓和燃燒缸壓對應聲壓級分布

 

3、燃燒過程中的壓力振蕩頻域分析

      在柴油機上實測得到的缸壓曲線在燃燒區間段一般呈鋸齒狀波動。這種壓力曲線的波動（圖5）會影響最高燃燒壓力的讀取、最大壓力升高率（圖6）的計算以及燃燒放熱率的計算。

      相關研究表明：示功圖上燃燒區段的鋸齒形毛刺是由燃燒壓力振蕩引起的，是與燃燒過程伴生的、固有的物理現象。其主要成因是：滯燃期階段，在燃燒室中達到臨界燃燒加速度的區域形成一個激振源，激發出一種沖擊波，并借助氣缸內介質以當地聲速或超聲速向四周傳播；前進波遇到燃燒室和氣缸的壁面反射回來，再與原來的前進波反復疊加，從而形成高頻的燃燒壓力振蕩波。

      燃燒壓力振蕩波的振蕩烈度與滯燃期內形成的可燃混合氣量有關，可燃混合氣量越多，燃燒越粗暴，燃燒壓力振蕩越劇烈。

      燃燒振蕩壓力波的頻率主要和著火時燃燒室內的溫度和氣缸的直徑有關，振蕩頻率的數學表達式為:

?_c=kα/2D.............（公式2）

α≈20.1√T.............（公式3）

      式中：?_c為振蕩頻率；k為特征常數，一般取1.10~1.15；α為著火時燃燒室內當地聲速；D為氣缸直徑；T為燃燒室內溫度。

      為進一步分析高頻燃燒壓力振蕩波對燃燒噪聲的影響，采用高通濾波器以振蕩頻率f。對缸壓曲線進行濾波，得到的壓力曲線即為燃燒振蕩壓力曲線，如圖7所示。燃燒壓力振蕩波是以壓力零線為對稱軸的衰減波。燃燒壓力振蕩的起始時刻和燃燒開始時刻基本相同，壓力振蕩的上升段歷時很短，而衰減段歷時較長。在當前工況，上升段歷時約4℃A，衰減段約80℃A，壓力振蕩幅值約為0.15MPa。

      壓力振蕩幅值的外包絡線1和外包絡線2的數學表達式為：

Pa=1.5e^-0.03φ.............（公式4）

Pb=1.5e^-0.03φ.............（公式5）

      即燃燒壓力振蕩曲線是以指數規律做衰減的曲線，其幅值隨曲軸轉角變化的外包絡線的數學表達式為:

P_A=P_A，me^-Bφ

P’_A=P’_A，me^-B’φ

      式中：P_A、P'_A為壓力振蕩幅值；P_A，m、P’_A,m為壓力振蕩的最大幅值；B、B'為衰減系數；φ為曲軸轉角。

      將圖3中得到的“額外”燃燒壓力曲線進一步分解為燃燒振蕩壓力曲線和濾波去掉燃燒振蕩壓力后“剩余的”燃燒壓力曲線。

      試驗缸壓、倒拖缸壓、濾波后“剩余”燃燒壓力和振蕩壓力所對應的聲壓級分布對比如圖8所示。從圖中可以看出，在當前工況下，試驗缸壓曲線所對應的聲壓級分布中，1.8～20 kHz（下限值由濾波頻率決定）的高頻聲壓是由燃燒壓力振蕩波激勵產生的；濾波后“額外”燃燒壓力主要決定300～1800Hz的中高頻聲壓分布；倒拖缸壓主要決定10～300 Hz的低頻聲壓分布。

 

圖5  柴油機燃燒過程中的壓力振蕩曲線	圖6  柴油機壓力升高率曲線
圖7  柴油機燃燒振蕩壓力曲線	圖8  柴油機聲壓級分布曲線對比

 

四、燃燒噪聲影響因素分析

 

1、噴油正時

      轉速1500（r·min^-1）、100%負荷工況下，在單缸機上對4種不同噴油正時進行了試驗測試，缸壓曲線對比如圖9所示。噴油正時提前，最高燃燒壓力增大，燃燒過程的最大壓力升高率也增加。不同噴油正時所對應的燃燒壓力振蕩對比如圖10所示。可見：噴油正時越提前，壓力振蕩開始越早，壓力振蕩的幅值也越大。

      不同噴油正時的聲壓分布曲線如圖11所示。在當前工況，噴油正時對100~200 Hz的聲壓分布有較大的影響，噴油正時越提前，最高燃燒壓力和最大壓升率越大，對應的聲壓級越高。由圖12可知，由于噴油正時提前，噪聲燃燒振蕩壓力幅值增大，使2~20 kHz的聲壓值增大，但增幅較小。

 

圖9  柴油機不同噴油正時缸壓曲線對比	圖10  柴油機不同噴油正時燃燒壓力振蕩對比
圖11   柴油機不同噴油正時的聲壓分布曲線對比	圖12  柴油機不同噴油正時的高頻段聲壓分布曲線對比

 

2、轉速

      單缸機按照推進特性（nl>n2>n3>n4）進行試驗，測試得到的缸壓曲線如圖13所示。轉速越高，缸內最高燃燒壓力越大。

      不同轉速的試驗缸壓曲線對應的聲壓分布曲線對比如圖14所示，按推進特性，柴油機的轉速越高，對應的聲壓值越大。

 

圖13  柴油機不同轉速缸壓曲線

圖14  柴油機不同轉速聲壓分布曲線對比

 

3、負荷

      單缸機按發電特性25%、50%、75%和100%負荷進行試驗，測試得到的缸壓曲線如圖15所示，負荷越大，缸內最高燃燒壓力越大。

      不同負荷的試驗缸壓曲線對應的聲壓分布曲線對比如圖16所示。可見柴油機負荷對10～100 Hz的低頻聲壓值有較大影響，負荷越大，聲壓值越高；200～600 Hz頻段受最高燃燒壓力和最大壓升率影響，負荷越大，聲壓值越高；2kHz以上，各負荷時的聲壓值較接近。

      綜合分析，柴油機負荷增加主要影響中低頻的噪聲，對高頻噪聲影響相對較小。一方面，柴油機負荷增加，每循環噴油量增加，滯燃期內形成的可燃混合氣量增加，會加劇燃燒壓力振蕩；另一方面，負荷增加后氣缸內的熱力狀態提高，有助于縮短滯燃期，減少滯燃期內形成的可燃混合氣量。在這兩種因素的相互制約下，負荷對燃燒壓力振蕩的影響不大。

 

圖15  柴油機不同負荷缸壓曲線對比

圖16  柴油機不同負荷聲壓分布曲線對比

 

4、預主噴燃油噴射

      在50%負荷，采用預主噴和單次噴射進行試驗，測試得到的缸壓曲線對比如圖18所示。單次噴射的最高燃燒壓力比采用預主噴的低約0.7 MPa。

      預主噴和單次噴射的燃燒壓力振蕩如圖19所示。采用預主噴，最大壓力振蕩幅值約為0.07 MPa；采用單次噴射最大壓力振蕩幅值約為0.15 MPa。

      采用預主噴和單次噴射對應的聲壓分布曲線如圖20所示。由于燃燒壓力振蕩波幅減小，采用預主噴可明顯降低2 kHz以上燃燒噪聲聲壓值。

 

圖17  噴油泵預主噴和單次噴射缸壓曲線對比

圖18  柴油機燃燒壓力振蕩對比

圖19  噴油器預主噴與單次噴射聲壓分布曲線對比

 

五、結論

 

（1）柴油機試驗缸壓可根據其對燃燒噪聲的貢獻度分解為2部分：倒拖缸壓，主要影響10～300 Hz的低頻噪聲；“剩余”燃燒缸壓，主要影響300～20000 Hz的中高頻燃燒噪聲。

（2）燃燒壓力又可以進一步分解為2部分：燃燒振蕩壓力，主要影響1.8～20 kHz（下限值和振蕩壓力的振蕩頻率相關）的高頻噪聲；濾掉振蕩壓力后的燃燒壓力，主要影響300～1800 Hz的中高頻噪聲。

（3）在相同工況，噴油正時對100～200 Hz的聲壓分布有較大的影響，噴油正時提前，對應的聲壓級越高；對2~20 kHz的高頻噪聲有較小影響，噴油正時提前，對應的聲壓級略高。

（4）按推進特性，柴油機的轉速對燃燒噪聲的影響較大，轉速上升，幾乎全部頻段的燃燒噪聲聲壓級均較大。

（5）柴油機負荷對10～600 Hz的中低頻聲壓值有較大影響，負荷越大，聲壓值越高；負荷對2~20 kHz的高頻燃燒噪聲影響較小。

（6）和單次噴射相比，采用預主噴燃油噴射方式可降低燃燒壓力振蕩波的幅值，從而降低2 kHz以上燃燒噪聲聲壓值。

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