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cờ bạc trực tuyến:TGDI汽油发动机噪声来源与控制

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根据噪声源不同,TGDI汽油机总噪声分为燃烧噪声和机械噪声。国内外对发动机主要噪声源分离的方法包含:倒拖法、改变喷油角度法、气缸压力谱计算法和盲源分离法等。这些方法对发动机噪声源的分离与识别、明确发动机的独立噪声源有重要作用,但同时存在一些不足。基于此,笔者以TGDI汽油机为研究对象,依据发动机工作过程中噪声产生机理,利用声能叠加原理结合多元回归方法建立噪声分离模型,将发动机噪声分离为燃烧噪声、不随负荷变化机械噪声和随负荷变化机械噪声;利用相干系数分析方法与多元线性回归拟合优度评价噪声分离模型准确性,并利用倒拖试验验证不随负荷变化机械噪声分离结果准确性;结合噪声分离结果研究不同噪声源的频率特性,定量分析不同负荷工况下不同噪声源的贡献度,并探究TGDI汽油机结构衰减变化,以期为TGDI汽油机子系统及整机噪声控制提供参考。


01、声能叠加分离模型建立


笔者对某TGDI汽油机进行辐射噪声、气缸压力和转矩信号数据采集、处理及分离模型的建立、验证和应用,图1为噪声分离模型流程示意。详细建模过程及实验方案见参考文献[1]。

图1噪声分离模型建立流程


02、TGDI汽油机噪声声源分离结果


将噪声分离模型应用于转速为3 500 r/min、100%负荷(254 N·m)工况,缸内压力的1/3倍频程结果如图2所示。根据各频段总噪声、燃烧噪声和不随负荷变化机械噪声计算得到各分离噪声源声压级及贡献度,如图3所示。


图2中,缸内压力级曲线第1阶段的中、低频部分受最大爆发压力和压力曲线积分影响,第2阶段中、高频部分受压力升高率影响。受压力升高率影响,缸内压力级在630 Hz后呈对数规律线性递减,压力升高率越大,缸内压力级曲线直线部分越平缓,反之越陡。图3中,在315~1 000 Hz频带分离得到的随负荷变化机械噪声显著减小,燃烧噪声贡献更显著,因为TGDI汽油机气缸缸内压力级曲线在此区间由趋于平缓变为显著下降,此区间压力升高率较高,导致燃烧噪声贡献显著。可知转速为3 500 r/min、100%负荷下,在315 Hz以下和1 000 Hz以上范围内随负荷变化机械噪声是汽油机噪声的主要贡献源。

图2缸压级1/3倍频程结果

图3分离噪声源声压级及贡献度


03、整个转矩工况噪声分离结果


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以燃烧噪声为主要贡献的400 Hz频带噪声为例,利用多元回归分析结果估计噪声分离中的随负荷变化机械噪声特性,并得到各部分噪声贡献度,如图4所示。400 Hz下,随转矩增加,不随负荷变化机械噪声的贡献减小,随负荷变化机械噪声的贡献增加。燃烧噪声贡献随转矩增加先快速增加,之后趋于稳定。在转矩大于70 N·m后,燃烧噪声贡献大于总机械噪声贡献;在转矩大于108 N·m后,随负荷变化机械噪声贡献大于不随负荷变化机械噪声贡献。综上可知,转速为3 500 r/min时,TGDI汽油机在315 Hz以下和1 000 Hz以上随负荷变化机械噪声是整机辐射噪声的主要贡献源。可在此频率区间有效控制随负荷变化机械噪声,如喷油泵、轴承和活塞敲击噪声等。315~1 000 Hz区间,燃烧噪声是整机辐射噪声的主要贡献源,组织优化燃烧过程可有效改善发动机整机辐射噪声。频带为400 Hz下,试验TGDI汽油机在转矩小于70 N·m工况有效控制不随负荷变化机械噪声,在转矩大于70 N·m工况有效控制燃烧噪声,并在转矩大于108 N·m工况有效控制燃烧噪声和随负荷变化机械噪声,可有效改善发动机整机辐射噪声。

图4随转矩变化噪声贡献度


04、结论


(1)通过声能叠加方法,试验TGDI汽油机主要噪声源可分离为燃烧噪声、随负荷变化机械噪声以及不随负荷变化机械噪声。


(2)转速为3 500 r/min、100%负荷工况下,315~1 000 Hz区间随负荷变化机械噪声显著减小,燃烧噪声贡献更显著;在315 Hz以下和1 000 Hz以上范围内,随负荷变化机械噪声是汽油机噪声的主要贡献源。


(3)转速为3 500 r/min、频带为400 Hz下,随转矩的增加,不随负荷变化机械噪声的贡献减小,随负荷变化机械噪声的贡献增加,燃烧噪声贡献先快速增大后趋于平稳;在转矩大于70 N·m后,燃烧噪声贡献大于总机械噪声,在转矩大于108 N·m后,随负荷变化机械噪声贡献大于不随负荷变化机械噪声。


05


参考文献


[1]何悦波,崔国旭,刘海,等.基于声能叠加的TGDI汽油机噪声分离方法[J].内燃机学报,2022,(04):351-356.


来源:Bian内燃机学报

注:文章内的所有配图皆为网络转载图片,侵权即删!

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网友评论

  • 2022-10-19 00:07:21

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