降低兩級增壓發動機同步噪聲的研究

盛啟安 唐碧艷 姚建明 宋祥太 張 振

(1. 上海內燃機研究所有限責任公司，上海 200438；2. 上海汽車集團股份有限公司商用車技術中心，上海 200438)

0 前言

增壓器是用于提高發動機進氣壓力的裝置。隨著增壓技術的不斷發展，使用單級增壓器已無法兼顧高低速運行的工況要求。近年來，兩級增壓器得到了長足發展，以滿足用戶需求。

兩級增壓器系統主要有2種類型:兩級串聯渦輪增壓系統和兩級并聯渦輪增壓系統。本文研究的兩級串聯渦輪增壓由高壓級和低壓級增壓系統串聯而成，可在較為寬廣的轉速范圍內提高增壓比，同時提高低速扭矩和高速扭矩的轉速范圍。圖1為兩級增壓器的工作原理[1]。

在圖1中，低壓級增壓器廢氣旁通閥(WGV)控制低壓級的轉速。渦輪端旁通閥(TBV)則控制高壓級和低壓級增壓器的排氣分配比例，保證增壓器與發動機系統的匹配。壓氣機端旁通閥(CBV)與TBV閥同時控制高壓級和低壓級增壓器的工作區域。

圖1 兩級增壓器系統工作原理

在增壓器提升動力性的同時，會帶來一定的噪聲影響。增壓器同步噪聲是增壓器噪聲出現最多的噪聲之一，該噪聲的產生原因是增壓器中間體轉子系統動不平衡。增壓器同步噪聲呈現出來的特征與增壓器轉速頻率相同[2]。通過增壓器G值分布及傳遞路徑中相關薄壁零件對同步噪聲放大等進行研究分析，得出同步噪聲放大的原因及解決方案，并進行驗證。

1 噪聲分布

如圖2所示，在對車輛進行噪聲測試時，發現搭載兩級增壓器系統的柴油機的某多功能運動車(SUV)存在加速時的抱怨噪聲，測試結果為700～900 Hz的抱怨噪聲。

圖2 抱怨噪聲頻譜圖

為了排查異響源，對整車進行噪聲-振動-平順性(NVH)試驗。試驗要求根據GB 1495—2002標準[3]，在試車道進行測試，保證地面為開闊的水泥地，兩旁障礙物距離3 m以上，環境溫度控制在25 ℃，且風速不高于5 m/s，路面無積水，并避免在下雨天進行測試。試驗利用LMS公司生產的Test Lab聲學與振動分析系統，采集兩級增壓器高壓級中間體的振動，采集車內主駕右耳的噪聲和發動機近場噪聲。

測試時采集車輛加速工況的數據，記錄發動機轉速在1 200～2 800 r/min范圍內的車內噪聲和增壓器振動數據。利用LMS Test Lab軟件生成的頻譜圖如圖3所示。

圖3 車內噪聲頻譜圖與增壓器本體振動

由測試數據可得，車內抱怨噪聲的頻率與增壓器本體頻率相符，根據增壓器同步噪聲的特征，確認是由增壓器引起的同步噪聲。

2 噪聲分析

同步噪聲有2種可能產生的原因：(1)是因為中間體轉子不平衡產生的增壓器本體振動噪聲；(2)是因為這種不平衡造成傳遞路徑中薄壁零件的共振，放大了增壓器的同步噪聲。

2.1 增壓器G值分析

增壓器G值表示增壓器中間體轉子的動不平衡值，是衡量增壓器是否會產生同步噪聲的1個重要指標。兩級增壓器則有2個轉子的G值。定義G1為轉速在400～1 500 r/min范圍內的峰值；G2為轉速在1 500～2 800 r/min范圍內的峰值[4]。G值的計算公式為

f=N×n

(1)

a=0.002×f2×D

(2)

(3)

式中，n為測得的增壓器轉速，單位為r/min；N為壓端轉子葉輪葉片數；f為頻率，單位為Hz；D為位移振幅，單位為m；a為振幅加速度，單位為m/s-2；g為重力加速度。在檢測了37臺搭載在SUV上的兩級增壓器后的測試結果如圖4所示。

圖4 兩級增壓器G值分布

根據一般經驗，圖4(a)中兩級增壓器高壓級的G1值應控制在0.25以內，G2值控制在0.45內，圖(b)中低壓級G1值應控制在0.4以內，G2值控制在0.6以內。從兩級增壓器G值分布看，低壓級G1和G2需要收緊G值范圍。

2.2 傳遞路徑分析

由同步噪聲激勵，有可能會使附近的隔熱罩共振放大。為了驗證該假設，用3臺搭載相似G值的兩級增壓器的整車進行對標測試，測試其在發動機轉速為1 000 r/min時的穩態噪聲。傳感器與傳聲器分布與NVH試驗相同，測試結果如圖5所示。其中A車為出現噪聲抱怨的SUV。從測試結果分析，3臺車的本體振動具有差異性，A車的振動表現最差，車內噪聲也最大，頻率均在770 Hz附近。而B、C車的振動表現較好，也未產生明顯的同步噪聲。根據車輛的差異性分析，初步判斷鎖定是顆粒捕集器(DPF)和增壓器隔熱罩的差異性所致。為驗證該假設，在A車上進行了錘擊測試。

圖5 怠速時噪聲頻譜圖(a)與增壓器中間體振動圖像(b)

如圖6所示，接下來對隔熱罩進行頻域響應分析，計算出固有頻率，并與同步噪聲對應的頻率進行對比。利用SIEMENS SCADAS XS移動采集及回放系統，對錘擊測試中的振動數據進行采集。通過敲擊增壓器中間體螺栓，測量DPF前置催化器隔熱罩和兩級增壓器隔熱罩的固有頻率。

圖6 錘擊測試

DPF前置催化器隔熱罩分為DPF前置催化器左隔熱罩和DPF前置催化器右隔熱罩，對DPF前置催化器隔熱罩進行試驗時應測量2個DPF前置催化器隔熱罩的數據。

3 分析結果

3.1 錘擊測試分析

如圖7和圖8所示，在錘擊測試完成后，利用LMS Test Lab振動噪聲分析軟件，對所測數據進行收集及處理，并將所得數據轉化為頻響函數(FRF)圖。

圖7 DPF前置催化器右隔熱罩FRF圖

圖8 DPF前置催化器左隔熱罩FRF圖

在繪制FRF圖后觀察可得知，2個DPF前置催化器隔熱罩都具有755 Hz的固有頻率，在A車所測得的1 000 r/min穩態工況的同步噪聲頻率在770 Hz附近。圖9為增壓器隔熱罩的FRF圖。

圖9 增壓器隔熱罩FRF圖

相對于DPF前置催化器的兩片隔熱罩而言，增壓器隔熱罩具有的固有頻率為874.89 Hz，與抱怨噪聲頻率不符。結合之前對兩級增壓器的NVH試驗所得數據分析，其對增壓器的同步噪聲放大影響較低。

3.2 DPF前置催化器隔熱罩的降噪措施

要減小DPF前置催化器隔熱罩對同步噪聲的影響，需要破壞DPF前置催化器隔熱罩的共振頻率。綜合考慮工作條件和措施實施的可行性，對DPF前置催化器隔熱罩內外側薄弱區域鈑金處增加焊點。該改進方法兼顧以下3個方面：(1)增加焊點后破壞共振，能減少兩級增壓器同步噪聲的放大；(2)保證DPF前置催化器隔熱罩的質量不增加，保證在生產過程中的工藝性和經濟性；(3)不對DPF前置催化器隔熱罩的結構產生變化，確保與發動機其他零件裝配時隔熱性等性能不會發生變化。增加的焊點如圖10所示。

圖10 DPF前催隔熱罩增加焊點的位置

3.3 DPF前置催化器隔熱罩的優化效果

為了檢驗更改后的DPF前置催化器隔熱罩的降噪效果，將增加焊點后的DPF前置催化器隔熱罩安裝在A車上，再次對A車進行轉速為1 000 r/min工況的測試，將該評價結果記為A′，結果如圖11所示。從圖11可知，搭載增加焊接點的DPF隔熱罩，A′的嘯叫噪聲明顯降低。

圖11 怠速時噪聲頻譜圖(優化后)

4 結論

本文針對搭載兩級增壓器的某SUV車出現的加速行駛時的嘯叫問題，通過NVH試驗，結合車內噪聲頻譜圖和兩級增壓器的振動圖像，判斷結果是由增壓器同步噪聲引起的嘯叫。結合增壓器G值分析和增壓器同步噪聲貢獻量分析，查出同步噪聲產生原因如下：(1)用于某SUV車型的部分兩級增壓器低壓級G值未嚴格按照最優G值標準進行制造；(2)由于安裝的差異性，DPF前置催化器隔熱罩對增壓器同步噪聲具有放大效果。

以DPF前置催化器隔熱罩和增壓器隔熱罩為研究對象，選擇搭載兩級增壓器的3臺SUV車型對其進行1 000 r/min的怠速測試。對產生同步噪聲放大的整車進行錘擊測試，計算了2個隔熱罩的固有頻率，并將其與怠速時增壓器同步噪聲的頻率結合進行分析。根據試驗數據結果進行分析，兩級增壓器的增壓器隔熱罩對增壓器的同步噪聲基本沒有放大效果，而DPF前置催化器隔熱罩會對增壓器的同步噪聲造成放大影響。為了減少同步噪聲的放大，需對DPF前置催化器隔熱罩的設計進行優化。通過對DPF前置催化器隔熱罩增加焊點，可降低安裝隔熱罩時的差異性，改善同步噪聲的放大影響。