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摘要：柴油机高频噪声严重影响发动机主观评价，附件轮系是高频噪声产生的根源之一，利用噪声信号频谱分析和声学相机识别出轮系中惰轮在高转速下产生高频噪声，对振动信号进行频谱分析判断为轴承振动引起。采用双排轴承减小游隙，克服单排轴承游隙过大问题降低轴承噪声。同时诊断出轴承固定支座刚度不足，对轴承振动产生较大影响，使轴承振动加剧放大轴承噪声，通过提高轴承安装支座刚度大幅度降低轴承振动和噪声。
关键词：高频噪声;游隙;轴承噪声;支架刚度
中图分类号：TK441+.1 文献标识码：A 文章编号：1674-957X（2021）16-0048-03
0 引言
柴油机工作噪声频率分布与人耳主观感受息息相关，高频噪声成分过多会使声音尖锐度过大，声品质变差，即使噪声的声压级并不大，但主观感受仍然较差[1-2]，所以降低高频噪声是提升发动机声品质的关键所在。针对一款2L排量的四气门高压共轨柴油机，在前端轮系存在高頻噪声过大的问题，本文利用现代噪声信号诊断方法，确定高频噪声源，并进行改进，使发动机声品质得到大幅度提升。
1 柴油机辐射噪声频谱分析
对柴油机的进气侧、排气侧、皮带轮前端、缸盖上端的1m噪声信号对比分析发现，前端噪声较大，且2400 r/min以上高速声音尖锐，如图1所示，声品质很差。对其频谱分析如图1，1000Hz以上高频成分丰富，利用Artemis软件对声音各频段进行滤波回放，发现1500-2500Hz是影响主观感受的主要频段。
通过声学照相机对前端轮系进行声源识别， 如图2所示，结果发现噪声峰值主要出现在惰轮处附近。
2 原因分析及改进
2.1 惰轮轴承防尘盖板对噪声的影响分析
通过对惰轮轴承结构分析，其前、后防尘盖板振动可产生高频噪声，防尘盖板结构如图10所示;轴承自身高频振动也会引起高频噪声。现对分别取消一个防尘盖和两个同时取消的三种方案进行噪声对比。对比取消防尘盖前后，惰轮近场处噪声变化情况。测试时麦克风正对惰轮，测量距离20mm的近场噪声。
如图3所示，取消后防尘盖板近场惰轮噪声在发动机2200-2800r/min范围内噪声有显著降低。由图4和图5的频谱对比可知在2200-2800r/min发动机转速范围内，防尘盖板在1400-1600Hz和2000-2400Hz两个频段幅值增大很多，声压级随之变大，声音尖锐度恶化。
2.2 轴承振动分析
轴承的振动信号和噪声信号具有强相关性，可以通过检测轴承安装座和固定螺栓的振动信号来判断轴承振动[3-4]，振动传感器布置如图15所示。（图6-图7）
固定螺栓振动信号法向XYZ三个方向振动均在2800转以后开始突变，图8。从图9的固定螺栓径向振动频谱可见，高转速产生200-4000Hz的宽频带振动，说明轴承的振动导致高频噪声的产生。
通过对轴承的检查，游隙偏大，但在公差范围之内。初步判断轴承游隙导致轴承噪声。鉴于此，对采用双轴承结构。图10为单轴承和双轴承结构对比，单轴游隙0.1mm，双轴承游隙0.05mm。
双排轴承式惰轮对发动机高转速时噪声有明显改善效果。对频谱进行分析，在1500-2500Hz处能量有明显减弱，见图11-图13，能有效改善人耳主观感受。通过对比可以采用此双轴承结构。
3 轴承安装座振动分析
轴承安装基础刚度薄弱也会引起轴承的过大振动，轴承安装座处振动如图6所示，垂直轴承座表面法向的振动在2800转出现突变，在1400-1800Hz范围内有强烈共振并且夹杂着轴承振动。对轴承安装座的结构审核发现，在螺栓固定处为悬臂梁结构，图14红色圈所示区域，安装座为铝合金材料，壁厚4mm，初步判断结构刚度不足。
针对此结构采用模态分析方法检查其刚度，计算得到悬臂梁处1阶固有频率276Hz，刚度不足。对此局部结构进行加强，增加壁厚至5mm，同时将主要加强筋高度厚度同时加大，得到悬臂梁的1阶固有频率提升到653Hz。（图15）
安装支架刚度加强后对发动机高转速时噪声有明显改善效果。频谱在1500-2500Hz处能量有明显减弱，图16-图17对比可知，能有效改善人体主观感受。
4 结论
利用声学照相机识别出发动机前端轮系在高转速出现的高频噪声位置定位，之后对噪声信号和振动信号进行频频分析，确定了轴承游隙过大和安装支座的刚度不足是导致振动过大的原因。利用有限元分析技术对支架刚度进行提升，同时采用双排轴承结构方案，降低轴承在高转速下的振动，进而降低高频噪声。
参考文献：
[1]王甫江，刘岩，张晓娟.柴油机声品质客观参量测试及分析[J].噪声与振动控制，2014，34（4）.
[2]宋乃华，左言言，沈哲.汽车声音品质评价参数探讨[J].噪声与振动控制，2008，04.
[3]刘明辉.滚动轴承振动与噪声机理研究[D].太原：太原科技大学，2010.
[4]殷玉枫，张建水.结构参数对轴承噪声的影响[J].噪声与振动控制，2014，34（1）.
关键词：高频噪声;游隙;轴承噪声;支架刚度
中图分类号：TK441+.1 文献标识码：A 文章编号：1674-957X（2021）16-0048-03
0 引言
柴油机工作噪声频率分布与人耳主观感受息息相关，高频噪声成分过多会使声音尖锐度过大，声品质变差，即使噪声的声压级并不大，但主观感受仍然较差[1-2]，所以降低高频噪声是提升发动机声品质的关键所在。针对一款2L排量的四气门高压共轨柴油机，在前端轮系存在高頻噪声过大的问题，本文利用现代噪声信号诊断方法，确定高频噪声源，并进行改进，使发动机声品质得到大幅度提升。
1 柴油机辐射噪声频谱分析
对柴油机的进气侧、排气侧、皮带轮前端、缸盖上端的1m噪声信号对比分析发现，前端噪声较大，且2400 r/min以上高速声音尖锐，如图1所示，声品质很差。对其频谱分析如图1，1000Hz以上高频成分丰富，利用Artemis软件对声音各频段进行滤波回放，发现1500-2500Hz是影响主观感受的主要频段。
通过声学照相机对前端轮系进行声源识别， 如图2所示，结果发现噪声峰值主要出现在惰轮处附近。
2 原因分析及改进
2.1 惰轮轴承防尘盖板对噪声的影响分析
通过对惰轮轴承结构分析，其前、后防尘盖板振动可产生高频噪声，防尘盖板结构如图10所示;轴承自身高频振动也会引起高频噪声。现对分别取消一个防尘盖和两个同时取消的三种方案进行噪声对比。对比取消防尘盖前后，惰轮近场处噪声变化情况。测试时麦克风正对惰轮，测量距离20mm的近场噪声。
如图3所示，取消后防尘盖板近场惰轮噪声在发动机2200-2800r/min范围内噪声有显著降低。由图4和图5的频谱对比可知在2200-2800r/min发动机转速范围内，防尘盖板在1400-1600Hz和2000-2400Hz两个频段幅值增大很多，声压级随之变大，声音尖锐度恶化。
2.2 轴承振动分析
轴承的振动信号和噪声信号具有强相关性，可以通过检测轴承安装座和固定螺栓的振动信号来判断轴承振动[3-4]，振动传感器布置如图15所示。（图6-图7）
固定螺栓振动信号法向XYZ三个方向振动均在2800转以后开始突变，图8。从图9的固定螺栓径向振动频谱可见，高转速产生200-4000Hz的宽频带振动，说明轴承的振动导致高频噪声的产生。
通过对轴承的检查，游隙偏大，但在公差范围之内。初步判断轴承游隙导致轴承噪声。鉴于此，对采用双轴承结构。图10为单轴承和双轴承结构对比，单轴游隙0.1mm，双轴承游隙0.05mm。
双排轴承式惰轮对发动机高转速时噪声有明显改善效果。对频谱进行分析，在1500-2500Hz处能量有明显减弱，见图11-图13，能有效改善人耳主观感受。通过对比可以采用此双轴承结构。
3 轴承安装座振动分析
轴承安装基础刚度薄弱也会引起轴承的过大振动，轴承安装座处振动如图6所示，垂直轴承座表面法向的振动在2800转出现突变，在1400-1800Hz范围内有强烈共振并且夹杂着轴承振动。对轴承安装座的结构审核发现，在螺栓固定处为悬臂梁结构，图14红色圈所示区域，安装座为铝合金材料，壁厚4mm，初步判断结构刚度不足。
针对此结构采用模态分析方法检查其刚度，计算得到悬臂梁处1阶固有频率276Hz，刚度不足。对此局部结构进行加强，增加壁厚至5mm，同时将主要加强筋高度厚度同时加大，得到悬臂梁的1阶固有频率提升到653Hz。（图15）
安装支架刚度加强后对发动机高转速时噪声有明显改善效果。频谱在1500-2500Hz处能量有明显减弱，图16-图17对比可知，能有效改善人体主观感受。
4 结论
利用声学照相机识别出发动机前端轮系在高转速出现的高频噪声位置定位，之后对噪声信号和振动信号进行频频分析，确定了轴承游隙过大和安装支座的刚度不足是导致振动过大的原因。利用有限元分析技术对支架刚度进行提升，同时采用双排轴承结构方案，降低轴承在高转速下的振动，进而降低高频噪声。
参考文献：
[1]王甫江，刘岩，张晓娟.柴油机声品质客观参量测试及分析[J].噪声与振动控制，2014，34（4）.
[2]宋乃华，左言言，沈哲.汽车声音品质评价参数探讨[J].噪声与振动控制，2008，04.
[3]刘明辉.滚动轴承振动与噪声机理研究[D].太原：太原科技大学，2010.
[4]殷玉枫，张建水.结构参数对轴承噪声的影响[J].噪声与振动控制，2014，34（1）.