羅福強,丁鑫華,吳少喆,金天宇,王楚翹,伍子旭

(1.江蘇大學汽車與交通工程學院,江蘇 鎮(zhèn)江 212031;2.江蘇大學能源與動力工程學院,江蘇 鎮(zhèn)江 212031)

隨著汽車市場的發(fā)展,汽車銷售量迅速提升。據(jù)統(tǒng)計,我國汽車保有量已超過3億輛[1]。大量汽車涌入城市,使道路交通成為城市噪聲的最主要來源之一[2-3]。道路交通產(chǎn)生的噪聲主要是發(fā)動機噪聲以及車輛與周圍環(huán)境的相互作用[4]。在人口密集的城市中心,由于車速較低,發(fā)動機噪聲在車輛總噪聲中處于主導地位[5]。此外,發(fā)動機噪聲處在人聽覺高度敏感的頻率范圍[5],長期暴露于噪聲環(huán)境會對人體造成不可逆的傷害[6-8]。因此人們現(xiàn)在越來越關(guān)注汽車的NVH(Noise Vibration Harshness)性能,噪聲優(yōu)化也成為發(fā)動機制造的關(guān)鍵。

發(fā)動機噪聲包括機械噪聲、空氣動力噪聲和燃燒噪聲,其中燃燒噪聲是柴油機噪聲的主要來源[9]。大量研究表明,燃燒過程中的最高燃燒壓力、壓力升高率、放熱率等燃燒特性參數(shù)與發(fā)動機噪聲之間存在顯著的相關(guān)性。壓力升高率是衡量缸內(nèi)燃燒粗暴程度的常用指標[10-11],壓力升高率大意味著燃燒過程粗暴,從而導致發(fā)動機的燃燒噪聲和整機輻射噪聲增大[12-13]。放熱率峰值及放熱持續(xù)時間會影響氣缸壓力高頻振蕩,從而對發(fā)動機噪聲產(chǎn)生影響[14],先慢后快的放熱規(guī)律可以有效降低燃燒初期的壓力升高率以及氣缸最高燃燒壓力,從而降低氣缸壓力高頻振蕩,使燃燒噪聲和整機輻射噪聲降低[15-17]。

因為車輛怠速時風噪聲及胎噪聲幾乎可以忽略,所以發(fā)動機怠速噪聲是解決車輛怠速噪聲問題的關(guān)鍵。研究表明,采用消隙齒輪和集成VCT (Variable Camshaft Timing)可以有效減少機械敲擊聲,從而降低發(fā)動機怠速時的機械噪聲[18-19]。Ghaffarpour等[16]發(fā)現(xiàn),燃油噴射速率曲線形狀對燃燒噪聲的影響在低速低負荷工況時比在高速高負荷工況時更為明顯。Giakoumis等[20]的研究表明,大幅度增加怠速轉(zhuǎn)速可以使燃燒過程更加穩(wěn)定,但同時也會導致燃燒噪聲明顯增大。雖然這些研究從不同角度對發(fā)動機的怠速噪聲問題進行了分析,但均沒有對同一臺發(fā)動機進行試驗,或者沒有考慮發(fā)動機實際運行時的工作狀態(tài)。

本研究從實際問題出發(fā),研究了冷卻液溫度和轉(zhuǎn)速小幅度變化對柴油機噪聲的影響。此外還模擬了車載空調(diào)開啟和關(guān)閉時柴油機的工作狀態(tài),并研究了這兩種狀態(tài)下柴油機的噪聲變化。試驗測量了柴油機的聲功率并采集了近場噪聲聲壓信號,同時使用燃燒分析儀對柴油機缸內(nèi)燃燒特性參數(shù)進行了采集。研究分析了不同工況下柴油機怠速噪聲聲功率級的變化。采用快速傅里葉變換(FFT,Fast Fourier Transform)[21]計算了近場噪聲頻譜,并通過頻譜分析研究了冷卻液溫度(CT)、怠速轉(zhuǎn)速和空調(diào)開關(guān)狀態(tài)(AC ON/OFF)對不同頻率近場噪聲的影響,并分析了最高燃燒壓力、壓力升高率及放熱率等燃燒特性參數(shù)與噪聲變化的對應關(guān)系。

1 柴油機噪聲測量試驗及燃燒特性參數(shù)測量試驗

1.1 試驗臺架及設(shè)備

試驗對象為某輕型車用、搭載高壓共軌電控噴射系統(tǒng)的柴油機。該柴油機采用預噴-主噴的噴射策略,排量2.5 L,怠速轉(zhuǎn)速(750±25) r/min。試驗分為燃燒特性參數(shù)測量試驗和噪聲測量試驗兩部分。燃燒特性參數(shù)測量試驗針對柴油機的缸內(nèi)燃燒情況,使用燃燒分析儀測量了柴油機的氣缸壓力。基于氣缸壓力計算了放熱率、壓力升高率等燃燒特性參數(shù),并計算了氣缸內(nèi)燃燒噪聲FFT譜。噪聲測量試驗根據(jù)GB/T 1859.1—2015《往復式內(nèi)燃機 聲壓法聲功率級的測定 第1部分：工程法》[22],采用聲壓法測量了柴油機的聲功率。聲功率測量傳感器采用九點法布置。試驗還測量了發(fā)動機進排氣歧管側(cè)的近場噪聲,下文簡稱為進排氣側(cè)噪聲。試驗使用的AVL-GH14DK壓電式壓力傳感器具有較好的動態(tài)響應特性,能準確測量發(fā)動機氣缸內(nèi)的高頻壓力變化。試驗用麥克風為Bruel&Kjaer-4189,設(shè)定采樣頻率為20 480 Hz,可以對怠速噪聲進行準確測量。試驗用到的主要儀器、設(shè)備見表1。試驗臺架示意見圖1。

表1 主要試驗設(shè)備

為保證聲功率測量結(jié)果的準確性,各測點測得的聲壓級的標準偏差s(Lpm)應滿足式(1),聲功率級Lw通過式(2)計算。

(1)

(2)

式中：N為測點數(shù)目;Lpi為第i個測點處測得的聲壓級;Lpm為各測點測得的聲壓級的算數(shù)平均值;K1,K2分別為背景修正與環(huán)境修正,本試驗條件下K1=0 dB,K2=1.7 dB;S=26 m2,為測量表面面積;S0=1 m2,為基準面積。

圖1 試驗臺架示意

為呈現(xiàn)更符合人聽覺的測量結(jié)果,聲功率級與聲壓級均采用A計權(quán)[23]處理。聲功率測量的測點距離(d)按照GB/T 1859.1—2015設(shè)置為1 m。進排氣側(cè)噪聲的測點布置在距機體0.2 m處(見圖2)。

圖2 近場噪聲測點位置

1.2 試驗方案

為研究車輛怠速時開空調(diào)對發(fā)動機噪聲的影響,試驗模擬了發(fā)動機在整車上的怠速開關(guān)空調(diào)工況,并在不同的冷卻液溫度下進行了燃燒特性參數(shù)測量試驗和噪聲測量試驗,具體的試驗工況見表2。模擬開關(guān)空調(diào)工況通過ECU控制預噴及主噴的循環(huán)供油量來實現(xiàn)。關(guān)空調(diào)工況即正常怠速工況,此時的循環(huán)供油量為5 mg,其中預噴油量為0.94 mg,主噴油量為4.06 mg;開空調(diào)時,柴油機需要增大輸出動力以維持空調(diào)的運轉(zhuǎn),因此開空調(diào)工況下柴油機的循環(huán)供油量需有所增加。本研究中模擬開空調(diào)工況時的柴油機循環(huán)供油量為10 mg,其中預噴油量為1.46 mg,主噴油量為8.54 mg。試驗設(shè)定冷卻液溫度分別為53 ℃與60 ℃,以研究冷卻液溫度變化對發(fā)動機噪聲的影響。冷卻液溫度變化時不改變預、主噴循環(huán)供油量,但噴射策略確定的噴射正時有相應變化。為保證氣缸壓力測量結(jié)果的準確性,試驗前通過倒拖試驗確定發(fā)動機的上止點。為降低循環(huán)波動對試驗結(jié)果的影響[24],試驗采集的氣缸壓力為發(fā)動機穩(wěn)定運行時連續(xù)200個循環(huán)的平均壓力,噪聲信號的采樣持續(xù)時間為14 s。

表2 試驗工況

2 試驗結(jié)果及分析

2.1 不同冷卻液溫度時的噪聲

試驗測得不同轉(zhuǎn)速下冷卻液溫度為53 ℃與60 ℃時的柴油機怠速噪聲聲功率級(見圖3)。結(jié)果表明,各轉(zhuǎn)速下的怠速噪聲在冷卻液溫度降低時均會增大,低冷卻液溫度導致750 r/min,780 r/min與820 r/min的怠速噪聲聲功率級分別提高了0.65 dB,0.60 dB與0.59 dB。

圖3 不同冷卻液溫度和轉(zhuǎn)速時的柴油機噪聲聲功率級

為深入研究冷卻液溫度對怠速噪聲的影響,本研究以750 r/min怠速轉(zhuǎn)速下不同冷卻液溫度時測得的柴油機近場噪聲為依據(jù)進行了分析。使用FFT計算了進排氣側(cè)噪聲的頻譜,并進行了1/3倍頻程處理,結(jié)果見圖4。其中冷卻液溫度為53 ℃與60 ℃時的進氣側(cè)噪聲聲壓級分別為92.06 dB與92.12 dB,排氣側(cè)噪聲聲壓級分別為93.90 dB與92.93 dB。該工況下冷卻液溫度降低并沒有對進氣側(cè)噪聲產(chǎn)生較大影響,但排氣側(cè)噪聲顯著增大。從頻譜圖中可以看出,750 r/min怠速噪聲的頻譜曲線峰值集中在400～1 800 Hz范圍,并且冷卻液溫度降低會導致排氣側(cè)500～1 250 Hz以及進排氣側(cè)3 000～6 000 Hz范圍的噪聲明顯增大。由于噪聲水平對噪聲頻譜曲線的峰值更為敏感,并且人耳對1 000～5 000 Hz范圍內(nèi)的噪聲更為敏感,所以1 000 Hz左右的噪聲增大導致發(fā)動機排氣側(cè)噪聲增大更為明顯。雖然冷卻液溫度降低也導致100 Hz以下的噪聲增大明顯,但因為人耳對該頻段噪聲有較強的衰減,所以該頻率噪聲的增大并不會對可聽噪聲產(chǎn)生較大影響。雖然2階次頻率處(25 Hz)在往復慣性力以及發(fā)動機著火的作用下,噪聲頻譜顯示出了明顯的峰值,但人耳對該頻率處噪聲存在約40 dB的衰減,所以2階次的激勵對可聽怠速噪聲的影響并不明顯。2階次激勵對發(fā)動機NVH性能的影響主要體現(xiàn)在振動上[25]。

圖4 750 r/min時不同冷卻液溫度下的柴油機近場噪聲頻譜

如表2所示,當冷卻液溫度從60 ℃下降到53 ℃時,雖然溫度降低的幅度較小,但ECU仍大幅提前了預噴及主噴的噴射時刻。這能在很大程度上降低發(fā)動機的失火概率,保證柴油機穩(wěn)定運轉(zhuǎn),但過早的噴油正時導致放熱提前,使燃燒過程更加粗暴,從而使噪聲增大。圖5示出冷卻液溫度為53 ℃和60 ℃,轉(zhuǎn)速為750 r/min時的柴油機怠速燃燒特性參數(shù)。從圖5可以看出,冷卻液溫度為53 ℃時,由于預噴大幅提前,導致預噴對應的燃燒在上止點前發(fā)生?；钊闲羞^程中的燃燒使氣缸壓力升高率顯著增大。冷卻液53 ℃時預噴燃油燃燒引起的氣缸壓力升高量就超過了冷卻液60 ℃時主噴燃油燃燒引起的氣缸壓力升高量。這意味著冷卻液溫度的降低使燃燒粗暴程度加劇,使得500～1 250 Hz范圍內(nèi)的噪聲增大[26]。此外,放熱提前也使氣缸最高燃燒壓力明顯增大,導致活塞敲擊噪聲增大[27]。由于低溫下潤滑油流動性較差,柴油機潤滑不良導致的機械噪聲增大,也是冷卻液溫度為53 ℃時柴油機噪聲較大的因素之一。圖6示出基于氣缸壓力計算的氣缸內(nèi)燃燒噪聲頻譜。由圖6可以看出,氣缸內(nèi)燃燒噪聲頻譜曲線在1 000～2 300 Hz頻率急劇下降,隨后迅速上升,然后保持緩慢下降的趨勢,直到6 000 Hz左右后再次迅速下降。這種趨勢與近場噪聲頻譜曲線在該頻率內(nèi)的變化趨勢基本吻合。據(jù)此可以判斷氣缸壓力高頻振蕩是3 000～6 000 Hz噪聲的主要激勵源,該結(jié)論與He[26]與Wei[28]的研究結(jié)果相符。

圖5 冷卻液53 ℃和60 ℃,750 r/min關(guān)空調(diào)工況柴油機的缸內(nèi)燃燒特性參數(shù)

圖6 冷卻液53 ℃和60 ℃,750 r/min關(guān)空調(diào)工況柴油機的氣缸內(nèi)燃燒噪聲頻譜

基于該頻譜并結(jié)合式(3)計算了該工況下氣缸內(nèi)燃燒噪聲的A計權(quán)聲壓級。

(3)

式中：pcyl為經(jīng)過FFT后基于頻率的氣缸壓力;pref為參考壓力,pref=2×10-5Pa。

計算結(jié)果顯示：冷卻液溫度為53 ℃和60 ℃時,氣缸內(nèi)燃燒噪聲的聲壓級分別為179.23 dB和178.97 dB。說明冷卻液溫度降低時噴射策略的調(diào)整會導致氣缸內(nèi)燃燒噪聲的增加。

2.2 不同怠速轉(zhuǎn)速時的噪聲

從圖3可以看出,隨著怠速轉(zhuǎn)速的提高,怠速關(guān)空調(diào)噪聲呈現(xiàn)出先下降后穩(wěn)定的趨勢。怠速轉(zhuǎn)速從750 r/min提高到780 r/min,冷卻液溫度為53 ℃與60 ℃時的怠速噪聲聲功率級分別下降了0.89 dB與0.83 dB;怠速轉(zhuǎn)速進一步從780 r/min提升到820 r/min,冷卻液溫度為53 ℃與60 ℃時的怠速噪聲聲功率級均沒有明顯變化。

為進一步研究轉(zhuǎn)速對柴油機怠速噪聲的影響,計算了冷卻液溫度為60 ℃、怠速時的近場噪聲頻譜,結(jié)果見圖7。結(jié)果表明,隨著怠速轉(zhuǎn)速的提高,進氣側(cè)噪聲聲壓級逐漸下降,750 r/min,780 r/min與820 r/min轉(zhuǎn)速下分別為92.12 dB,91.44 dB,91.06 dB;排氣側(cè)噪聲聲壓級先顯著下降后略微升高,分別為92.93 dB,92.00 dB,92.24 dB。

圖7 冷卻液60 ℃,不同怠速時的柴油機近場噪聲頻譜

從圖7可以看出,不同轉(zhuǎn)速下柴油機怠速噪聲頻譜曲線的峰值均在400～1 800 Hz范圍,但各轉(zhuǎn)速下頻譜曲線峰值的頻率明顯不同,該現(xiàn)象在進氣側(cè)噪聲頻譜中尤為明顯。780 r/min進氣側(cè)噪聲峰值的中心頻率為500 Hz,820 r/min進氣側(cè)噪聲峰值的中心頻率為800 Hz,而750 r/min進氣側(cè)噪聲有兩個峰值,中心頻率分別為500 Hz與1 250 Hz。這說明轉(zhuǎn)速變化會使柴油機噪聲的峰值頻率發(fā)生變化,選擇合適的怠速轉(zhuǎn)速可以有效降低噪聲頻譜峰值的大小以及數(shù)量,進而有效降低柴油機的整機怠速噪聲水平。

圖8示出冷卻液溫度為60 ℃時不同怠速下的柴油機缸內(nèi)燃燒特性參數(shù)。結(jié)果表明,怠速轉(zhuǎn)速較低時缸內(nèi)溫度較低,為保證較低怠速轉(zhuǎn)速下柴油機運轉(zhuǎn)的穩(wěn)定性,750 r/min時噴射策略采用更早的噴射正時,導致燃燒提前、壓力升高率較大,最高燃燒壓力在更靠近上止點的位置出現(xiàn)且持續(xù)時間較長。這表明該轉(zhuǎn)速下燃燒過程更加粗暴,從而在500～1 600 Hz頻率范圍產(chǎn)生了更高的噪聲。雖然820 r/min時的氣缸最高燃燒壓力與750 r/min時接近,但出現(xiàn)相位較晚,持續(xù)時間也更短,所以在該頻段的噪聲也較低。但最高燃燒壓力延后也導致在最高燃燒壓力出現(xiàn)后的30°內(nèi)氣缸壓力一直處于較高水平。這使得擴散燃燒期的氣缸壓力高頻振蕩更為劇烈,從而在2 000 Hz以上頻率段產(chǎn)生了更高的噪聲。

圖8 冷卻液60 ℃,不同怠速時的柴油機缸內(nèi)燃燒特性參數(shù)

采用與2.1節(jié)中相同的方法對冷卻液溫度為60 ℃時不同怠速下的氣缸內(nèi)燃燒噪聲的聲壓級進行了計算。結(jié)果顯示,750 r/min,780 r/min與820 r/min怠速時的氣缸內(nèi)燃燒噪聲聲壓級分別為178.97 dB,179.11 dB與179.95 dB。隨著怠速轉(zhuǎn)速的提高,氣缸內(nèi)燃燒噪聲也隨之增大。該規(guī)律與柴油機整機噪聲隨怠速轉(zhuǎn)速變化的規(guī)律不同,與近場噪聲頻譜圖中2 000 Hz以上頻率段隨怠速轉(zhuǎn)速變化的規(guī)律較為相似。這是因為柴油機整機噪聲受到激勵源頻率、柴油機對不同激勵頻率的結(jié)構(gòu)衰減等多因素的影響。雖然怠速轉(zhuǎn)速提高導致氣缸壓力高頻振蕩加劇,進而引起了2 000 Hz以上的噪聲增大,但整機怠速噪聲水平受400～1 800 Hz頻率段噪聲的影響更大。低怠速轉(zhuǎn)速下采用的噴射正時提前策略導致燃燒過程更加劇烈,在400～1 800 Hz頻段產(chǎn)生了更大的噪聲,所以低怠速時的整機噪聲更大。

2.3 開空調(diào)怠速噪聲

試驗測取了轉(zhuǎn)速為780 r/min與820 r/min時的怠速開、關(guān)空調(diào)工況下噪聲的聲功率級,結(jié)果見表3。結(jié)果表明,開空調(diào)會導致柴油機怠速噪聲顯著增大。冷卻液溫度為53 ℃時,780 r/min與820 r/min轉(zhuǎn)速下開空調(diào)分別導致怠速噪聲聲功率級提高了0.64 dB與1.10 dB;冷卻液溫度為60 ℃時,780 r/min與820 r/min轉(zhuǎn)速下開空調(diào)分別導致怠速噪聲聲功率級提高了0.77 dB與0.96 dB。

表3 柴油機怠速開關(guān)空調(diào)工況下噪聲聲功率級

圖9示出不同冷卻液溫度下820 r/min怠速開空調(diào)時柴油機的近場噪聲頻譜。從圖9可以看出,冷卻液溫度降低時,開空調(diào)工況下的進排氣側(cè)噪聲均有所增大。冷卻液溫度為53 ℃與60 ℃時,開空調(diào)工況下的進氣側(cè)噪聲聲壓級分別為92.99 dB與92.30 dB,排氣側(cè)噪聲聲壓及分別為93.59 dB與92.87 dB。將該頻譜圖與不同冷卻液溫度下750 r/min時柴油機的近場噪聲頻譜(圖4)對比,可以發(fā)現(xiàn)二者的頻譜曲線分布規(guī)律具有高度相似性,即開空調(diào)工況下,冷卻液溫度降低同樣會導致100 Hz以下、1 000 Hz左右以及3 000～6 000 Hz等處的噪聲增大。由此證明,冷卻液溫度影響噴射策略對柴油機噪聲的影響在低速低負荷工況具有一定的相似性。此外,從頻譜圖中還可以看出,怠速開空調(diào)時噪聲頻譜曲線的峰值也在400～1 800 Hz范圍。據(jù)此可得出結(jié)論,在低速低負荷工況,該柴油機的整機噪聲主要源自400～1 800 Hz范圍的噪聲。

圖9 冷卻液53 ℃和60 ℃,820 r/min時的柴油機怠速開空調(diào)近場噪聲頻譜

圖10示出冷卻液溫度60 ℃,820 r/min時開關(guān)空調(diào)狀態(tài)的柴油機近場噪聲頻譜圖。結(jié)果表明,開空調(diào)后進排氣側(cè)噪聲均有明顯提高,其中進氣側(cè)噪聲聲壓級從91.06 dB提高到92.3 dB,排氣側(cè)噪聲聲壓級從92.24 dB提高到92.87 dB。從頻譜圖中可以看出,開關(guān)空調(diào)對柴油機近場噪聲的影響主要表現(xiàn)在600 Hz以上。在800～1 250 Hz以及2 000 Hz以上的頻率范圍,無論在進氣側(cè)還是排氣側(cè),開空調(diào)時的噪聲均顯著高于關(guān)空調(diào)時的噪聲。開空調(diào)導致1 000～1 250 Hz范圍內(nèi)的噪聲增大是開空調(diào)后柴油機整機噪聲增大的最主要原因。

圖11示出冷卻液溫度60 ℃,怠速820 r/min時開關(guān)空調(diào)工況的柴油機燃燒特性參數(shù)。從放熱率曲線可以看出,開空調(diào)時預噴油量與主噴油量增加,導致兩個放熱率峰值較關(guān)空調(diào)時均明顯提高。由于預噴燃油引起的燃燒更接近上止點,所以即便開空調(diào)后預噴油量增加導致的放熱增量并不大,也會導致氣缸壓力升高率顯著提高,并對噪聲產(chǎn)生較大影響。開空調(diào)時預噴燃油燃燒引起的壓力升高率峰值就達到了關(guān)空調(diào)時主噴燃油燃燒引起的壓力升高率峰值的水平,而開空調(diào)時主噴燃油燃燒引起的壓力升高率峰值更是遠大于關(guān)空調(diào)狀態(tài),因此開空調(diào)工況下整個燃燒過程的氣缸壓力均遠高于關(guān)空調(diào)工況。開空調(diào)時更劇烈的燃燒不僅導致800～1 250 Hz的噪聲顯著增大,更高的氣缸壓力也使氣缸壓力高頻振蕩加劇,進而導致2 000～6 000 Hz的噪聲明顯增大。同樣計算了該工況下缸內(nèi)燃燒噪聲的聲壓級,結(jié)果顯示,開關(guān)空調(diào)時的燃燒噪聲聲壓級分別為182.83 dB與179.95 dB,即開空調(diào)會導致氣缸內(nèi)燃燒噪聲顯著增大。

圖10 冷卻液60 ℃,820 r/min時的柴油機怠速開關(guān)空調(diào)近場噪聲頻譜

3 結(jié)論

a) 怠速狀態(tài)下,一定范圍內(nèi)小幅度的冷卻液溫度變化會導致噴射策略顯著變化,即冷卻液溫度降低會使噴射策略確定的預、主噴正時提前,較早的噴油正時導致燃燒過程提前,燃油在靠近上止點的位置燃燒使氣缸壓力升高率及最高燃燒壓力增大;低冷卻液溫度下更劇烈的燃燒使400～1 800 Hz范圍內(nèi)噪聲增大,更高的氣缸燃燒壓力也導致氣缸壓力高頻振蕩加劇,導致3 000～6 000 Hz的噪聲增大;

b) 小幅度的轉(zhuǎn)速變化會導致柴油機怠速噪聲頻譜的峰值頻率發(fā)生變化,進而導致柴油機整機噪聲發(fā)生變化,750 r/min時的進氣側(cè)噪聲在400～1 800 Hz范圍內(nèi)存在2個峰值,而780 r/min與820 r/min時的進氣側(cè)噪聲在400～1 800 Hz范圍內(nèi)僅存在1個峰值;750 r/min時噴射策略確定的噴油正時較早,壓力升高率較大,氣缸最高燃燒壓力在更靠近上止點的位置出現(xiàn)且持續(xù)時間較長,燃燒過程較780 r/min與820 r/min時更為劇烈,這是該轉(zhuǎn)速下噪聲較高的主要原因;

c) 開空調(diào)會導致柴油機怠速時的氣缸內(nèi)燃燒噪聲及整機輻射噪聲顯著增大,開空調(diào)導致的噪聲增大主要在800～1 250 Hz以及2 000 Hz以上頻率范圍;

d) 該柴油機的怠速噪聲頻譜曲線的峰值集中在400～1 800 Hz范圍,其中1 000 Hz左右頻率處的噪聲增大會導致柴油機整機怠速噪聲顯著增大。