孟浩東，展杰，王勇，張忠，程用科，戴旭東

(1.常州工學院，江蘇 常州 213032；2.江蘇大學，江蘇 鎮(zhèn)江 212013；3.常柴股份有限公司，江蘇 常州 213002)

單缸柴油機后蓋板總成包括后蓋板、起動電機、電機托架板以及后蓋板上布置的油路系統(tǒng)與調壓裝置等，其安裝在機體的正面，主要起到油路潤滑、密封以及承載電機等作用。后蓋板總成可看作平板薄壁結構鑄件，由于其表面輻射面積大、結構剛度設計薄弱以及隔聲效果差等原因，易受燃燒與機械激勵引起結構表面輻射較大噪聲，同時當噪聲能量頻帶集中在人耳敏感頻率區(qū)域時產生異響，嚴重影響主觀舒適性。

相比人工聽診法、時域狀態(tài)參數(shù)統(tǒng)計法、頻域分析法、模態(tài)分析法等傳統(tǒng)的柴油機異響識別方法[1-3]，基于現(xiàn)代信號處理技術的同步壓縮小波變換(Synchrosqueezed Wavelet Transform，SWT)、經驗小波變換、改進的希爾伯特-黃變換等時頻分析法更適用于柴油機非平穩(wěn)時變振聲信號的時頻域局部化信息特征提取，能消除其他噪聲干擾，提高對異響的檢測與辨識能力。文獻[4]采用SWT有效提取了瞬態(tài)工況下發(fā)動機連桿軸承磨損故障的特征頻率，相比小波變換與希爾伯特-黃變換方法，SWT具有更高的時頻分辨率；文獻[5]提出利用經驗小波變換結合同步壓縮變換有效表征了內燃機振動信號時頻特性，且時頻分辨率高，噪聲抑制效果明顯；文獻[6]提出了一種基于變分模態(tài)分解與交叉小波變換的方法，提取了柴油機燃燒周期瞬態(tài)振動沖擊特征，有效識別了強噪聲干擾下柴油機失火故障；文獻[7]提出了一種基于集總平均經驗模式分解方法的改進的希爾伯特-黃變換技術，有效識別了柴油機動力總成異振源與齒輪室總成異響源的時頻特征。

本研究針對某型單缸柴油機在標定工況下正面產生異響的問題，采用近場聲壓陣面法定位鑄鐵后蓋板總成異響輻射部件，給出同步壓縮-交叉小波變換(Synchrosqueezed-Cross Wavelet Transform，SCWT)識別后蓋板總成激勵與異響的時頻相關特征，并結合模態(tài)分析方法進一步研究后蓋板總成結構聲振響應特性與其模態(tài)特性之間的相關性，在找到導致后蓋板異響的薄弱環(huán)節(jié)基礎上進行托板與加強筋結構改進設計，指導消除后蓋板異響。

1 柴油機后蓋板總成異響的試驗分析

1.1 同步壓縮-交叉小波變換原理概述

SWT方法[8]是以小波變換為基礎的一種頻率壓縮重組分析算法，首先對信號x(t)進行連續(xù)小波變換，定義為

(1)

式中：a為尺度因子；b為平移因子；t為時間；ψ*(t)為小波基ψ(t)的共軛。

然后，對小波系數(shù)Wx(a，b)計算其瞬時頻率：

(2)

通過上式建立了(a,b)→(ωx(a,b)，b)的映射關系，實現(xiàn)小波系數(shù)從時間-尺度分布向時間-頻率分布轉變，SWT方法通過壓縮小波系數(shù)Wx(ωx(a,b)，b)在任一中心頻率ω1附近[ω1-0.5Δω，ω1+0.5Δω]值，獲得同步壓縮小波變換系數(shù)Tx(ω1,b)。

最終同步壓縮小波系數(shù)計算結果為

(3)

式中：A(b)={a;Wx(a,b)≥γ}，通常閾值γ設定與信號采樣點數(shù)及噪聲方差有關。

對于兩個信號x(t)和y(t)，其同步壓縮-交叉小波變換系數(shù)計算式為

(4)

因此，結合SWT方法高分辨率的優(yōu)勢和CWT方法高信噪比的優(yōu)點，SCWT方法不僅可以獲得兩個非平穩(wěn)時變信號之間的時頻相關性、精準定位反映兩者共同能量分布的特征頻率，而且還能有效抑制其干擾噪聲。

本研究針對后蓋板總成在標定工況下產生的異響問題，融合近場聲壓陣面法、同步壓縮-交叉小波變換法及模態(tài)分析法進行其異響特性識別研究，具體識別流程如圖1所示。

圖1 后蓋板總成異響識別流程

1.2 后蓋板總成聲振特性試驗分析

研究對象為某單缸四沖程直噴柴油機，缸徑為115 mm，在標定工況下轉速為2 200 r/min，功率為17 kW。柴油機臺架實驗室的聲學環(huán)境滿足工程測試要求，其中進排氣噪聲引出室外。在上述聲學環(huán)境與工況下，利用LMS Test.Lab振動噪聲測試系統(tǒng)對距柴油機后蓋板表面10 cm的陣面上4×8個測點進行近場聲壓陣面掃描，獲取其A計權聲壓分布云圖，結果如圖2所示。

從圖中分析可知，在標定工況下，柴油機正面輻射噪聲最大的部件為后蓋板，其中下側聲壓級最大達到109 dB，同時噪聲主觀評價為刺耳的高頻異響。柴油機寬頻燃燒激勵與機械激勵通過機體傳遞至后蓋板總成，后蓋板作為典型的平板薄壁件又承載質量較大的起動電機，其剛度薄弱結構易受激勵產生共振異響。

圖2 后蓋板近場聲壓測點與分布云圖

為進一步識別后蓋板總成異響特性，在上述臺架狀態(tài)與工況條件下，在后蓋板上布置振動加速度傳感器以及近場布置聲學傳感器，同時獲取后蓋板結構的振動與異響信號。采用基于Morlet小波的同步壓縮-交叉小波變換方法對兩者進行時頻相關性分析，結果如圖3所示。在標定工況下，單缸四沖程柴油機燃燒爆發(fā)周期為0.055 s，發(fā)火基頻為18.33 Hz。

從圖3a與圖3b中分析可知，后蓋板總成受燃燒爆發(fā)壓力與機械沖擊激勵，振動響應能量主要集中在2 000～3 000 Hz中高頻帶范圍內；異響能量主要集中在以2 100 Hz為中心頻率的人耳敏感頻帶范圍內，兩者都呈現(xiàn)出相同的周期瞬態(tài)特性。再結合圖3c分析可知，兩者在以2 100 Hz為中心頻率的頻帶區(qū)域內有共同的集中能量而表現(xiàn)出較好的時頻相關特性，其中虛線部分表示的是同步壓縮-交叉小波能譜分析結果，說明柴油機寬帶激勵后蓋板總成結構導致其產生異響。而在此工況下正時齒輪嚙合頻率、氣門落座沖擊頻率等特征頻率都小于1 000 Hz，進一步說明后蓋板總成產生了以某階結構模態(tài)為主導地位的共振異響。

另外，相比較CWT時頻圖，傳統(tǒng)交叉小波變換后產生了時頻模糊現(xiàn)象，導致時頻聚集性差，無法有效提取異響與激勵源響應的時頻相關特征；而SCWT方法能有效減小瞬時頻率曲線畸變，改善尺度方向模糊，提高兩者時頻相關聚集性和可讀性。

采用脈沖激振法進行裝配條件下后蓋板總成的頻響函數(shù)分析，結果如圖4所示。從圖中分析可知，后蓋板總成結構存在某階以2 100 Hz為主導的約束模態(tài)中心頻率，其頻帶覆蓋了2 000～2 500 Hz的半功率帶區(qū)間，頻響函數(shù)試驗分析結果與基于SCWT方法識別結果相吻合，進一步說明后蓋板總成主模態(tài)頻率區(qū)間落入柴油機燃燒與機械激勵頻率區(qū)間，導致了后蓋板總成結構共振，產生了異響。又由于人耳對此頻率成分較敏感，因此消除后蓋板總成異響的關鍵是避開結構共振模態(tài)，以降低敏感頻帶的振聲能量。

圖3 后蓋板振動與異響信號時頻圖

圖4 后蓋板總成頻響函數(shù)

2 柴油機后蓋板總成異響的仿真分析

2.1 后蓋板總成的有限元仿真模型

根據(jù)后蓋板總成異響識別試驗分析結果，采用有限元計算模態(tài)分析方法進行后蓋板總成結構的模態(tài)特性分析，找到導致結構共振的薄弱環(huán)節(jié)，改進設計消除異響。首先建立由后蓋板、起動電機及其拖架板、加強筋等組成的后蓋板總成仿真計算模型，其中起動電機采用柱體等效質量塊。然后選擇長度為4 mm的四面體單元進行灰鑄鐵后蓋板總成網格劃分，獲得其有限元網格模型，如圖5a所示。同時為進一步分析比較單缸柴油機鑄鐵后蓋板(電起動型)與鑄鋁后蓋板(手搖起動型，不帶起動電機)的動態(tài)特性，同樣建立該機型鑄鋁后蓋板總成的有限元仿真模型，如圖5b所示。

圖5 后蓋板總成有限元模型

2.2 后蓋板總成的計算模態(tài)分析

為模擬后蓋板總成與實際工作相符的約束狀態(tài)，約束了用于連接機體的6個螺栓孔處的自由度，采用子空間迭代法[9]分別對兩種后蓋板總成結構進行約束模態(tài)計算，比較不同裝配條件下后蓋板總成的模態(tài)特性。部分計算結果見表1和圖6。

從鑄鐵后蓋板總成約束模態(tài)求解結果分析可知，結構第10階模態(tài)頻率為2 093.3 Hz，接近共振頻率2 100 Hz，其主振型表現(xiàn)為平板彎曲振型，尤其在平板中下側變形相對較大。由鑄鋁后蓋板求解結果可知，其第一階約束模態(tài)頻率達到2 376.9 Hz，避開了結構共振頻率。

因此，仿真計算與試驗分析結果相吻合，后蓋板總成結構的第10階約束模態(tài)是導致結構共振的關鍵模態(tài)，其平板型結構以及承載起動電機的托架板是影響結構剛度的薄弱環(huán)節(jié)。

表1 兩種后蓋板總成結構的模態(tài)頻率

圖6 兩種后蓋板總成結構的主振型圖

3 柴油機后蓋板總成結構的改進分析

根據(jù)試驗與仿真分析結果，要消除鑄鐵后蓋板在標定工況下產生的異響，必須避開結構共振頻率區(qū)間，改進其薄弱環(huán)節(jié)。本研究采取增加后蓋板總成局部剛度的措施，來提高后蓋板總成的第10階約束模態(tài)頻率。在后蓋板正面設計兩個對稱的托架板來固定懸臂梁式起動電機，以提高其支承剛度；采用在后蓋板背面設計縱橫加強筋的綜合措施來提高后蓋板總成的彎曲剛度。后蓋板總成改進前后的結構如圖7所示。

圖7 后蓋板總成改進前后結構對比

采用上述方法對改進后的后蓋板總成模型進行約束模態(tài)計算，結果見表2和圖8。從改進效果分析可知，針對鑄鐵后蓋板總成進行電機托架板與后蓋板加強筋改進設計后，后蓋板總成質量雖然增加了0.33 kg，但是其結構剛度及固有頻率都得到了明顯提高，其中第10階約束模態(tài)頻率提高了788.5 Hz，其結構固有頻率區(qū)間避開了共振頻率區(qū)間，主振型相對變形量也減小。另外，改進結構不會對后蓋總成裝配產生干涉影響，說明改進設計方案可行。

表2 后蓋板改進前后模態(tài)頻率比較

圖8 改進鑄鐵后蓋板的第10階振型

為進一步間接說明鑄鐵后蓋板總成結構仿真計算結果的合理性與準確性，采用SCWT方法進行標定工況下鑄鋁后蓋板振動激勵響應與噪聲信號的時頻相關性分析，結果如圖9所示。

從圖9分析可知，在標定工況下，鑄鋁齒輪室蓋振動激勵響應與噪聲信號相關特征頻率為73.33 Hz，這是由于單缸柴油機2階不平衡往復慣性力引起的。結合鑄鋁后蓋板仿真計算結果可知，其不存在以2 100 Hz為中心頻率的結構主模態(tài)，避開了柴油機在此工況下對應的激振力頻率區(qū)間，因此鑄鋁后蓋板不會發(fā)生結構共振異響，試驗與仿真結果相吻合。下一步將根據(jù)改進鑄鐵后蓋板的仿真計算結果指導控制其異響并進行試驗驗證。

圖9 鑄鋁后蓋板振聲信號SCWT時頻圖

4 結論

a) 將同步壓縮-交叉小波變換與有限元計算模態(tài)分析方法相結合，有效提取了后蓋板總成異響與其激勵響應的時頻相關特征，識別了后蓋板總成異響的固有特性，找出了結構異響與結構模態(tài)的相關性，指導結構改進設計消除異響；

b) 在標定工況下，鑄鐵后蓋板總成是單缸柴油機正面的主要輻射部件，其結構振動響應與表面輻射噪聲時頻相關能量主要集中在以2 100 Hz為中心頻率的人耳敏感頻帶范圍內，其中結構共振是其產生異響的主導因素，消除鑄鐵后蓋板總成異響的關鍵是避開結構共振模態(tài)頻率產生的異響能量；

c) 鑄鐵后蓋板總成的第10階主約束模態(tài)頻率是導致結構共振異響的關鍵；通過設計后蓋板起動電機的托架板以及布置縱橫加強筋，增強了后蓋板總成整體結構剛度，其中主約束模態(tài)頻率提高了

788.5 Hz，避開了共振頻率區(qū)間，仿真計算結果可用于指導后期控制后蓋板異響。