景亚兵　刘焕领　林漫群　白　伟　赵鹏辉（天津大学内燃机研究所　天津　300072）



单缸汽油机缸头异响识别与控制

景亚兵刘焕领林漫群白伟赵鹏辉
（天津大学内燃机研究所天津300072）

摘要：针对某152QMI单缸汽油机怠速工况下缸头部位的异响噪声，综合运用时频分析、声学互动滤波技术、阶次分析等技术，分析确定了异响噪声的来源及产生机理。研究结果表明，该发动机缸头噪声频率有三个峰值频段：800 Hz以下、1.8 kHz～2.3 kHz和4 kHz～5 kHz，其中1.8 kHz～2.3 kHz为异响频率范围，由缸盖罩共振引起，隔离缸盖罩振动激励可有效消除怠速异响。

关键词：单缸汽油机异响声源识别时频分析阶次分析噪声控制

引言

某152QMI单缸汽油机在怠速工况下，缸头部位存在明显的“咔啦咔啦”异响噪声，降低了发动机的声音品质，影响了其市场竞争力。准确识别异响噪声源，有效控制异响噪声，对提升该发动机的声学性能具有重要意义。

缸头噪声构成较为复杂，包括了燃烧噪声、气动噪声、机械噪声[1]。该单缸汽油机体积小，燃烧室、进排气口、配气机构都集中在缸头部位，不适宜采用声强、声全息、Beamforming等表面辐射噪声源识别方法[2]。本文运用声学互动滤波技术识别异响特征，结合时频分析，频谱分析和阶次分析等方法识别异响噪声源，提出了相应的改进措施，有效地消除了该发动机的怠速异常噪声。

1怠速噪声测量与特征分析

1.1噪声信号采集

被测单缸汽油机如图1所示，排量125mL，缸径52.4mm，冲程57.8mm，主要作为踏板摩托车动力使用。

使用LMS公司Mobile 01数据采集系统，选择三个测点进行缸头噪声采集，同步采集发动机表面振动（三个测点）、气缸压力、曲轴转角及转速信号。噪声测点布置在缸盖左侧、顶侧、右侧，距缸盖约10mm。振动测点布置在缸盖、缸体、箱体部位。具体测点布置如图2所示。

图1　 152QMI发动机

图2　声压传感器与振动传感器布置示意图

试验在半消声室中进行，启动发动机，使之在怠速工况（发动机转速1200 r/min）稳定运转，机油温度上升到正常工作温度之后采集各信号，选用LMS公司的Test.Lab软件对信号进行采集处理，采样频率为25.6 kHz，FFT频率分辨率为1 Hz。

1.2噪声特征分析

图3　缸盖噪声频谱分析

对噪声信号进行频谱分析，得到三个测点噪声A计权声压级频谱图，如下图3所示。从图中可以看出三个测点的频率分布特征并不一致：左侧测点在频带1.8 kHz～2.3 kHz有一个较小的峰值，同时在800 Hz以下和4 kHz～5 kHz两个频带内声压级也较高；中间测点在频带1.8 kHz～2.3 kHz有一个明显的主峰，峰值为65.8dB（A），同时在800 Hz以下频带内声压级略高；而右侧测点频谱曲线较平缓，在800 Hz以下和4 kHz～5 kHz两个频带内声压级略高。

上述频谱分析仅得到了噪声信号的整体频谱特征，即该发动机缸头噪声在800 Hz以下、1.8 kHz～2.3 kHz和4 kHz～5 kHz三个频带内声压级较高，没有获得噪声信号的局部特性。为识别发动机在一个工作循环内噪声信号的局部特征，采用基于小波变换[3]的时频分析方法对噪声信号进行分析，并根据转速算得发动机怠速工况下，一个工作循环的周期为0.1 s （60 s/1200 r/min*2 = 0.1 s），截取一个工作循环（0.1 s）的时频分析结果，如图4所示。从图中可以看出，各测点能量集中的频带与频谱分析结果一致，结合发动机工作特征，可以看出频率在800 Hz以下的噪声，在发动机每个工作循环出现一次，一次持续约0.05 s（发动机运转一周），初步判断为进排气噪声；频率在1.8 kHz～2.3 kHz内的噪声在一个工作循环内连续出现，初步判断与结构共振或齿轮等部件高频啮合冲击有关；而频率在4 kHz～5 kHz的噪声，在发动机每个工作循环出现四次，具有明显的间歇性，初步分析为配气系统等部件间歇敲击引起的噪声。

通过频谱分析及时频分析得到了缸头噪声的主要特征，并初步分析了其可能的产生原因，下一步将结合缸头噪声特征，采用声学互动滤波法对异响特征进行识别界定，并进一步分析确认其产生机理。

图4　缸头噪声小波变换

2异响特征识别界定

声学互动滤波法就是利用声学滤波软件对测量的声音信号进行声学数字滤波，再通过数字声卡对滤波前后的数据进行回放，由人组成评审团对回放声音进行对比，判断异响是否消除，从而确定异响噪声特征[4]。声学互动滤波法是确定异常噪声特征的有效手段，本文利用该方法，结合时频分析得到的缸头噪声特征，在时频域上进行滤波回放，来识别界定异响噪声特征。

在时频分析基础上分别滤除时频图中的声压级较高的时频区域，使其声压级接近相邻区域的声压级，然后进行回放试听并判断异响是否消除，声音品质是否改善。采用数字滤波软件，经过反复滤波、回放、对比，最后确定的滤波器主要滤除了频率在1.8 kHz～2.3 kHz内的噪声峰值。其缸头中间测点滤波前后时频图如图5所示。

滤波前后噪声信号的听觉主观评价结果表明：滤波后缸头异响消失，声音品质显著改善。从而确定，发动机缸头噪声中频率范围在1.8 kHz～2.3 kHz的连续噪声是异响噪声。

图5　缸头中间测点滤波前后的时频图

3异响噪声源识别验证

3.1异响噪声源识别

已识别异响特征，并根据其时频特征初步分析该异响噪声与结构共振或齿轮等部件高频啮合冲击有关。结构共振噪声频率与共振部件的固有频率有关，不随发动机转速改变；齿轮等啮合频率随发动机转速提高而增加，相应的其产生的噪声频率也会随着转速的提高而增加。而阶次分析[5]可以将频谱及时间历程与旋转部件的转速关联起来，从而识别频率是否与转速相关。因此，可通过阶次分析判断异响频率1.8 kHz～2.3 kHz是否与转速相关，从而判断其是结构共振引起还是齿轮等结构啮合引起。

阶次测试采用加速工况，发动机转速范围为1000 r/min～4000 r/min，其他测试条件与1.1节相同。

图6为发动机缸盖中间测点噪声信号的阶次分析结果，图中标出了噪声信号的前五个阶次，在2 kHz左右，有一条垂直的频率带，此频率带的颜色随着转速的增加而逐渐变亮，表示随着发动机运动的加剧，该频率段声音逐渐增强，但是随着转速的增加，该段的中心频率无明显变化，由此判定1.8 kHz～ 2.3 kHz频带的噪声与发动机转速无关，为结构共振引起。对比图4中左侧、中间、右侧三个测点的时频图，可以看出中间测点的异响特征最明显，1.8 kHz～ 2.3 kHz频带的噪声最突出，因此推断该测点对应的缸头盖罩是异响噪声源，其结构共振是产生异响的主要原因。

图6　阶次分析

通过对缸压的角度域信号分析，结合上止点位置信号及配气相位参数，可得到各工作循环内发动机的工作状态[6]，与噪声时频特征对比可判定800 Hz以下和4 kHz～5 kHz这两个频带的所对应的噪声源。其中频率在800 Hz以下的噪声峰值总是出现在排气门开启后，并一直持续到进气门关闭前，从而确定800 Hz以下频率带的噪声是进排气产生的气动噪声；频率在4000 Hz～5000 Hz内的噪声，其峰值总是出现在进排气门开启及关闭时刻，从而确认该噪声是配气系统运动引起。

3.2异响噪声源验证

首先，对三个位置的振动信号进行时频分析，如图7所示。从图中可以看出，缸盖罩在1.8 kHz～2.3 kHz频带范围内振动加速度幅值较高，且该频率范围内的振动信号在时间域上较连续，与异响时频特征一致。

图7　振动小波变换

然后，采用消去法将缸盖罩拆除，测得缸头中间测点噪声频谱，与原始状态中间测点频谱对比如图8所示，从图中可以看出，1.8 kHz～2.3 kHz频段内噪声峰值消除，同时在发动机旁通过主观感受评价：气门敲击等缸头噪声增加，异响噪声消除。因此确定异响频率在1.8 kHz～2.3 kHz，由于缸盖罩共振引起。

图8　缸盖罩拆除前后中间测点噪声频谱

4结构修改验证

对于缸盖罩振动可通过隔离振动激励和优化缸盖罩结构提高共振频率加以控制。综合考虑工艺成本等因素，选择隔离振动的措施，对原缸盖罩密封垫进行改进，提高密封垫的隔振效果，缸盖罩及改进后密封垫片如下图9所示。

图9　缸盖罩及改进前后密封垫片

图10　改进前后缸头噪声频谱

对比改进前后的缸头噪声频谱图，如图10所示，可以看到1.8 kHz～2.3 kHz频段内噪声峰值显著降低，同时主观评价判定异响消除。

因此，本文中通过改进缸盖罩垫片，隔离振动传递，有效降低了缸头盖振动，控制了缸头异响。

5　结论

针对某152QMI单缸汽油机怠速工况下缸头部位的异响噪声，综合运用时频分析、声学互动滤波、阶次分析等技术，分析确定了异响特征，识别出缸盖罩共振辐射噪声是异响产生的源头，并通过隔离缸盖罩振动激励有效消除异响。

1）运用频谱分析、时频分析等方法，识别某152QMI发动机缸头噪声特征，得到该发动机缸头噪声频率有三个峰值频段：800 Hz以下、1.8 kHz～2.3 kHz和4 kHz～5 kHz。

2）通过声学互动滤波法识别出该缸头异响的特

征，该异响为1.8 kHz～2.3 kHz频段内的连续噪声。

3）在时频分析基础上，结合阶次分析、消去法，识别出异响噪声源为缸盖罩，其共振辐射噪声是产生异响的主要原因。

4）通过改进密封垫片隔离缸盖罩振动，测试结果及主观评价均表明该方案有效降低了缸头盖振动，消除了缸头异响。

参考文献

1马大猷.噪声控制学[M].北京：科学出版社，1987

2胡伊贤，李舜酩，张袁元，等.车辆噪声源识别方法综述[J].噪声与振动控制，2012（5）：11-15，20

3杨金才，郝志勇.用A计权连续小波变换识别内燃机噪声源[J].浙江大学学报（工学版），2006，40（7）：1174-1177

4褚志刚，邓兆祥，王亮，等.中型载货汽车怠速异响噪声源识别[J].振动与冲击，2009，28（3）：171-173

5徐红梅，郝志勇，郭磊.阶次分析在发动机进气噪声研究中的应用[J].小型内燃机与摩托车，2008，37（1）：83-86

6景亚兵，刘焕领，白伟，等.基于角度域的汽油发电机组噪声分析[J].内燃机与配件，2011（6）：25-27

·综述·

Abnormal Noise Source Identification and Control of
Cylinder Head for Single Cylinder Gasoline Engine

Jing Yabing，Liu Huanling，Lin Manqun，Bai Wei，Zhao Penghui
Tianjin Internal Combustion Engine Research Institute，Tianjin University（Tianjin，300072，China）

Abstract：For the abnormal noise from cylinder head of 152QMI single cylinder gasoline engine in the idle speed condition，time-frequency analysis，acoustics interaction filtering technique and order analysis were used to analyze and determine the source and the mechanism of the abnormal noise. The research results showed that there were three peak noise frequency spectrums in the noise from the engine cylinder head: 800 Hz below，1.8 kHz - 2.3 kHz and 4kHz - 5 kHz, the spectrum 1.8 kHz - 2.3 kHz was the abnormal noise spectrum，and it was caused by resonance of cylinder head cover, interdicting the vibration motivation to the cylinder head cover could effectively eliminate the idle sound.

Keywords：Single cylinder gasoline engine，Abnormal noise，Noise source identification，Time-frequency analysis，Order analysis，Noise control

收稿日期：（2015-01-04）

文章编号：2095-8234（2015）03-0071-05

文献标识码：A

中图分类号：TK411+.6

作者简介：景亚兵（1979-），男，工程师，主要研究方向为摩托车振动与噪声。