增壓發(fā)動機活塞總成系統(tǒng)的噪聲研究

增壓發(fā)動機活塞總成系統(tǒng)的噪聲研究

隨著能源和污染日益嚴重，排放法律法規(guī)逐漸嚴格，近年來，減壓發(fā)動機得到了廣泛應用。進氣增壓有效地提高了發(fā)動機的進氣量、功率、扭矩以及燃油熱效率,但是隨著進氣量和進氣壓力的增加,發(fā)動機的燃燒壓力大幅度提高,活塞總成所受氣體力越來越大,在上下止點換向時所受的側向力也急劇增大,極易產(chǎn)生敲缸噪聲。同時,燃燒壓力的增加和燃燒溫度的提高對活塞的冷卻也提出了更高的要求,而活塞冷卻噴嘴作為低成本的最有效的活塞冷卻方式被廣泛應用于增壓發(fā)動機。盡管增壓發(fā)動機對于燃油消耗的改善起到了積極作用,但是由燃燒壓力和溫度提高導致的噪聲以及冷卻問題也亟待優(yōu)化。怠速噪聲產(chǎn)生的原因復雜,涉及的零件多,包括活塞、活塞銷、連桿、缸體、冷卻噴嘴等。國內外對活塞總成本身結構導致的噪聲研究很多:文獻闡述了產(chǎn)生活塞銷與連桿小頭敲擊噪聲的兩種機制,即由于活塞銷與連桿小頭間隙過大以及連桿小頭圓度、圓柱度等不當引起的噪聲;文獻對活塞以及活塞銷產(chǎn)生的所有噪聲進行了較全面的研究和歸類;但是到目前為止,鮮有文獻報道冷卻噴嘴以及油膜形成對活塞系統(tǒng)噪聲的影響,僅SunaoTeraguchi等人通過特殊的試驗裝置精確控制活塞與缸壁之間的潤滑油量,研究了潤滑油量對活塞敲缸噪聲的影響。本研究通過對某增壓發(fā)動機的研究,明確了活塞偏心量、連桿大頭油孔以及冷卻噴嘴對怠速敲缸噪聲的影響。1桿小頭撞擊、4合直井中桿小頭撞擊的噪聲一般活塞系統(tǒng)的噪聲主要包括活塞銷與連桿小頭撞擊產(chǎn)生的噪聲、活塞次推力面敲擊缸壁產(chǎn)生的噪聲、活塞主推力面敲擊缸壁產(chǎn)生的噪聲。不同噪聲產(chǎn)生的示意見圖1。1撞擊連鎖時的噪聲活塞銷與連桿小頭撞擊產(chǎn)生的噪聲一般稱為Ticking,活塞銷Ticking是活塞銷在壓縮行程上止點附近時,撞擊連桿小頭產(chǎn)生,一般發(fā)生在轉速為600～1000r/min,怠速無負荷情況下,對應的曲軸轉角為壓縮上止點前30°。一般倒拖工況下也存在該噪聲,并且該噪聲對溫度很敏感,冷起動時最明顯?；钊NTicking產(chǎn)生原因主要是由于活塞銷與連桿小頭的配合間隙過大或者二者間的潤滑不足,油膜厚度不足。2活性缸壁噪聲活塞次推力面敲擊缸壁產(chǎn)生的噪聲稱為Rattling,一般是指活塞頭部或者裙部在壓縮上止點前由于慣性力作用由主推力面接觸缸壁轉換到次推力面接觸缸壁,轉換時橫向撞擊缸壁導致。圖2示出了活塞推力面敲擊缸壁噪聲發(fā)生時刻。通過圖2有限元動力學分析也可以看到,活塞次推力面敲擊缸壁的側向力在壓縮上止點前達到最大,此時極易導致次推力面敲擊缸壁產(chǎn)生噪聲。Rattling異響基本發(fā)生在冷機、中低負荷且轉速高于2500r/min時。通過在缸體上安裝加速傳感器測量缸壁加速度信號,可知Rattling基本發(fā)生在點火上止點前15°到點火上止點后5°。3插裝過線引起噪聲活塞主推力面敲擊缸壁產(chǎn)生的噪聲稱為Crocking或者Slapping,一般是指點火上止點后近活塞裙部在氣體力的作用下,活塞所受側向氣體力從次推力面轉向主推力面,導致活塞繞裙部旋轉,主推力面?zhèn)认蚯脫舾妆谠斐?。點火后,缸壓急劇增大,活塞換向所受的側向力很大,活塞敲擊缸壁的噪聲很大,這是活塞敲缸的主要關注點。通過圖2有限元動力學分析也可以看到,活塞主推力面敲擊缸壁的側向力在點火上止點后達到最大,此時極易導致主推力面敲擊缸壁產(chǎn)生噪聲。Crocking聲音比較低沉,一般發(fā)生在轉速低于2000r/min時。通過在缸體上安裝加速傳感器測量到的缸壁加速度信號,可以看出Crocking基本發(fā)生在點火上止點后(FireATDC)10°～25°。2缸壁噪聲測量本研究所選用的發(fā)動機排量為1.4L,缸徑為73.8mm,活塞偏心量為0.4mm。該發(fā)動機怠速時存在嚴重的缸內噪聲,在駕駛室內噪聲明顯。如果直接采集活塞敲缸噪聲的聲級,會被背景噪聲和發(fā)動機正常運轉的聲音干擾,影響測量的精度和數(shù)據(jù)分析結果。因此,在缸體上安裝振動加速度傳感器,通過測量活塞敲擊缸壁引起缸壁振動來評價噪聲的強度。根據(jù)式(1)可對噪聲聲級與缸體振動加速度相互轉換:Lp=20lga。(1)式中:Lp為噪聲聲級;a為振動加速度。由圖3可以看出,該發(fā)動機怠速時缸體振動加速度最大達50m/s2左右。通過式(1)可換算得到敲缸噪聲大概為35dB。在缸壁上安裝缸體振動加速度傳感器,實際測量振動加速度和點火上止點信號,最大加速度發(fā)生時刻為點火后16°左右(見圖4),可以認為該噪聲是活塞在點火上止點后換向導致,屬于活塞主推力面敲擊缸壁噪聲,屬于Crocking異響。一般活塞Crocking噪聲產(chǎn)生原因大致有3個:活塞銷孔偏心不足;潤滑不足,油膜厚度不足;活塞與缸壁配合間隙過大。由于減小活塞與缸壁配合間隙會大大增加活塞與缸壁間的摩擦,增加整機燃油消耗量,故本研究不對活塞與缸體的配缸間隙作調整,而主要從活塞偏心量以及潤滑與油膜方面作研究。3影響激活鎖的噪聲的因素3.1振動加速度的影響活塞偏心量是指活塞設計時將活塞銷孔的中心線相對于活塞中心線向主推力面方向偏離的距離(見圖5)。該偏心量會根據(jù)發(fā)動機的缸徑、連桿長度、燃燒壓力等參數(shù)作調整,一般在0.3～1.0mm。在上止點處最高燃燒壓力時,活塞會在側向力作用下完成從次推力面到主推立面的強制換向,活塞主推力面嚴重敲擊缸壁造成敲缸噪聲?；钊目梢允够钊麚Q向存在過渡過程,與缸壁軟接觸,并且使活塞在上止點前就完成換向動作,避免活塞在極大的燃燒壓力產(chǎn)生的側向力作用下撞擊缸壁,有效緩解活塞敲擊缸壁的噪聲。本研究中發(fā)動機原始設計的活塞偏心量為0.4mm,將之調整至0.6mm進行試驗,結果見圖6。由圖可見,振動加速度由原來的最大50m/s2左右減小至12m/s2左右,通過式(1)換算可知,噪聲從原來的35dB減小至20dB。在整車駕駛室內人耳基本無法感知到該噪聲。3.2發(fā)動機噪聲振動連桿大頭油孔(見圖7)的設計主要是為了冷卻活塞底部以及潤滑活塞與缸壁。發(fā)動機主油道的潤滑油會通過曲軸連桿頸上的油孔輸送到連桿大頭油孔內,潤滑油會直接噴至活塞底部以及缸壁上對活塞進行冷卻和潤滑。該發(fā)動機原始設計沒有大頭油孔,本研究更改了連桿設計,在大頭增加了1個直徑為2mm的油孔,并且經(jīng)過有限元計算確認連桿強度不受影響。將新連桿安裝在發(fā)動機上,進行噪聲振動測量,結果見圖8。由圖可見,振動加速度由原來的最大50m/s2左右減小至7m/s2左右,通過式(1)換算可知,噪聲從原來的35dB減小至17dB。連桿大頭油孔噴射的機油可以在活塞與缸壁之間形成油膜,大大緩沖了活塞的換向敲擊。3.3調整冷卻噴嘴開啟壓力活塞冷卻噴嘴通常用來冷卻活塞,以保證在燃燒室高溫高壓作用下活塞能夠安全運行。本研究發(fā)現(xiàn)冷卻噴嘴對活塞與缸壁間的潤滑與噪聲也起到了關鍵作用。該發(fā)動機設計的冷卻噴嘴開啟壓力為270kPa,但是實際測量發(fā)現(xiàn),在怠速時由于主油道油壓較低,冷卻噴嘴無法開啟,活塞敲缸噪聲嚴重。將活塞冷卻噴嘴的開啟壓力調整至180kPa,保證怠速時冷卻噴嘴可以開啟,測量得到的噪聲振動加速度降到2m/s2左右,噪聲降低為6dB左右(見圖9)。由此可以看出,活塞冷卻噴嘴的作用與連桿大頭油孔的作用類似,均為在活塞與缸壁之間形成了油膜,可以有效地降低活塞敲缸噪聲。但是對于本身沒有冷卻噴嘴配置的發(fā)動機,如果為了解決怠速噪聲而增加冷卻噴嘴,會導致缸體結構改變、油泵重新設計、成本增加等問題。3.4基于插裝閥的機構設計同時實施3種措施的試驗結果見圖10。振動加速度值為2m/s2左右,與活塞冷卻噴嘴開啟時測量的振動加速度相同,由此推斷,這時主要是活塞冷卻噴嘴開啟后在缸壁和活塞之間形成的油膜在起作用,所以活塞冷卻噴嘴對改善活塞敲缸噪聲起關鍵作用。高性能增壓發(fā)動機一般都設計有活塞冷卻噴嘴,如果出現(xiàn)怠速活塞敲缸噪聲,首要的手段可以考慮降低活塞冷卻噴嘴的開啟壓力。因為成本和發(fā)動機結構等因素,一般自然吸氣發(fā)動機沒有活塞冷卻噴嘴,如果出現(xiàn)活塞怠速敲缸噪聲,只能選擇調整活塞偏心量或者連桿上增加油孔的手段來消除噪聲。4長絲環(huán)制作了現(xiàn)行的活敲缸噪聲通過對活塞敲缸噪聲的研究,歸納總結了活塞系統(tǒng)噪聲的類型和特點,并且研究了活塞偏心量、連桿大頭油孔以及活塞冷卻噴嘴對活塞敲缸噪聲的影響,明確了影響活塞敲缸噪聲的關鍵因素,為解決噪聲問題提供了方向。a)活塞偏心設計對活塞敲缸噪聲有較好的改善,由于其不需要重新設計、開模、制造,只需要調整機加工參數(shù)即可實現(xiàn),成本低,是解決該類噪聲的首選方式;b)連桿