金 巖，陳景昌，韓 鵬，趙 濤

(1.中國汽車工程研究院股份有限公司，重慶 401122,2.汽車噪聲振動(dòng)和安全技術(shù)國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，重慶 400039）

迫于能源和和環(huán)保的壓力，發(fā)動(dòng)機(jī)小型化已經(jīng)成為汽車產(chǎn)業(yè)技術(shù)發(fā)展的重要趨勢(shì)。缸內(nèi)直噴增壓的三缸發(fā)動(dòng)機(jī)兼顧了人們對(duì)動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性的追求，得到了越來越廣泛的應(yīng)用[1-2]。與傳統(tǒng)的四缸發(fā)動(dòng)機(jī)相比，由于結(jié)構(gòu)形式的差別，三缸發(fā)動(dòng)機(jī)受到慣性力矩與四缸機(jī)完全不同。同時(shí)1.5階的燃燒激勵(lì)成為了三缸機(jī)的主要激勵(lì)。這使得發(fā)動(dòng)機(jī)在怠速和加速等工況下的激勵(lì)頻率發(fā)生變化，對(duì)懸置系統(tǒng)匹配設(shè)計(jì)提出了新的要求。同時(shí)車身的性能也需要進(jìn)一步調(diào)整以適應(yīng)共振轉(zhuǎn)速提高帶來的變化。增壓器和高壓油泵的使用也會(huì)帶來新的噪聲問題，影響到整車的聲音品質(zhì)，需要在車輛開發(fā)的前期加以關(guān)注，并采取應(yīng)對(duì)措施。本文以一輛搭載1.3 L排量的缸內(nèi)直噴增壓三缸發(fā)動(dòng)機(jī)的車型開發(fā)為例，對(duì)開發(fā)過程中的振動(dòng)噪聲問題和解決方案進(jìn)行討論。

1 三缸發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)和懸置匹配

圖1是單個(gè)曲柄連桿結(jié)構(gòu)的示意圖。三缸發(fā)動(dòng)機(jī)受到的力主要是曲柄連桿機(jī)構(gòu)的往復(fù)慣性力和離心慣性力。三缸機(jī)曲柄之間的夾角為120o，發(fā)動(dòng)機(jī)受到的離心慣性力和往復(fù)慣性力都是平衡的[3]。

發(fā)動(dòng)機(jī)受到的旋轉(zhuǎn)慣性力矩Mr為

往復(fù)慣性力矩為Mj

圖1 單缸曲柄連桿機(jī)構(gòu)示意圖

其中：mr是離心慣性質(zhì)量，r是曲拐的半徑，a是缸心距，mj是離心慣性質(zhì)量，α是曲軸轉(zhuǎn)角，λ是連桿比。

發(fā)動(dòng)機(jī)燃燒氣體力和慣性力產(chǎn)生的扭矩沿發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸方向，為1.5階。與四缸發(fā)動(dòng)機(jī)相比，三缸發(fā)動(dòng)機(jī)的受力情況比較復(fù)雜。發(fā)動(dòng)機(jī)的1.5階激勵(lì)是最重要激勵(lì)。如在不加平衡軸的情況下慣性力和離心力產(chǎn)生的1階力矩也不可忽視。由于2階慣性矩較小，可以且頻率較高，為次要激勵(lì)，在匹配懸置時(shí)不加考慮。

根據(jù)激勵(lì)特性，三缸發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力總成懸置匹配須遵循以下原則。動(dòng)力總成繞X方向轉(zhuǎn)動(dòng)的模態(tài)頻率要低于怠速1.5階頻率的1/2。繞動(dòng)力總成Y向和Z向的固有頻率須避開發(fā)動(dòng)機(jī)1階激勵(lì)頻率。表1是某橫置式三缸機(jī)動(dòng)力總成剛體模態(tài)的分布。

表1 三缸機(jī)動(dòng)力總成懸置剛體模態(tài)分布（動(dòng)力總成坐標(biāo)系）

2 三缸發(fā)動(dòng)機(jī)的平衡策略

從動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的剛體模態(tài)分布上看，所有頻率都低于發(fā)動(dòng)機(jī)怠速的1.5階激勵(lì)。但繞Y軸的模態(tài)頻率為15.6 Hz，高于怠速1階激勵(lì)頻率，如果平衡方案不合適，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速達(dá)到936 r/min時(shí)，1階往復(fù)慣性力矩仍可能會(huì)激起動(dòng)力總成的強(qiáng)烈共振。

目前三缸機(jī)主流的平衡方案有兩種。一種是平衡軸+平衡重的方案，這種方案可以完全平衡1階力矩[4]。另一種是只采用平衡重的方案。效果上前者優(yōu)于后者，但后者成本更低。圖2是典型平衡重方案，在第1和3曲柄臂的外側(cè)增加平衡重。平衡重會(huì)平衡一部分往復(fù)慣性矩和一部分離心慣性矩。

圖2 三缸機(jī)的平衡重方案

采用平衡重后整機(jī)在Y方向上的1階合力矩Myj1和Z方向上的1階合力矩Mz1分別為

其中ε是采用平衡重平衡時(shí)1階慣性力矩所占的百分比（0～100%）?？梢姴捎闷胶庵氐姆桨冈跍p少1階往復(fù)慣性力矩的同時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)將受到Z方向力矩。而動(dòng)力總成繞Z方向的固有頻率與怠速發(fā)動(dòng)機(jī)1階激勵(lì)頻率接近。

因此必須在怠速振動(dòng)和繞Y軸的振動(dòng)之間選擇合適的平衡重方案。為了控制某三缸發(fā)動(dòng)機(jī)在轉(zhuǎn)速為936 r/min時(shí)繞Y軸的共振，制作了ε=50%、80%和100%時(shí)的3種平衡方案并進(jìn)行驗(yàn)證。圖3是不同平衡方案中發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為936 r/min時(shí)右懸置的Z向振動(dòng)頻譜，ε=50%時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)1階（15.6 Hz）振動(dòng)達(dá)到0.95 m/s2，ε=100%時(shí)振動(dòng)降低到0.30 m/s2左右，振動(dòng)改進(jìn)效果最明顯。但增加平衡重質(zhì)量會(huì)導(dǎo)致曲軸所受到的內(nèi)部彎矩增加，有可能導(dǎo)致曲軸出現(xiàn)強(qiáng)度和疲勞問題。最終確定采用平衡率ε=80%的方案。采用這種方案后轉(zhuǎn)速為936 r/min時(shí)動(dòng)力總成繞Y軸的振動(dòng)現(xiàn)象基本消失。

圖3 轉(zhuǎn)速為936 r/min時(shí)不同平衡方案中動(dòng)力總成Z方向振動(dòng)

3 車身的模態(tài)匹配

三缸發(fā)動(dòng)機(jī)燃燒力和慣性力的激勵(lì)頻率較低。以怠速750 r/min為例，四缸機(jī)的2階激勵(lì)為25.0 Hz，而三缸機(jī)的1階頻率為12.5 Hz，1.5階頻率為18.8 Hz。這些頻率更容易與排氣系統(tǒng)等部件的模態(tài)發(fā)生耦合。

同時(shí)激勵(lì)力頻率降低可能使某些零部件的共振轉(zhuǎn)速提高到常用轉(zhuǎn)速，導(dǎo)致客戶抱怨。其中車身相關(guān)模態(tài)的問題最為典型。轎車的車身結(jié)構(gòu)決定了在35 Hz～50 Hz的頻率范圍內(nèi)前后風(fēng)擋、車門等位置必然會(huì)存在振幅較大模態(tài)。對(duì)于四缸發(fā)動(dòng)機(jī)，這些模態(tài)的共振轉(zhuǎn)速通常不在常用轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，如果匹配三缸發(fā)動(dòng)機(jī)，在前期就必須對(duì)這些模態(tài)對(duì)應(yīng)的風(fēng)險(xiǎn)進(jìn)行識(shí)別，并采取應(yīng)對(duì)措施。

文中車身前風(fēng)擋橫梁位置的模態(tài)頻率為45 Hz（見圖4）。

圖4 車身頂棚橫梁位置的模態(tài)

對(duì)于四缸機(jī)，該模態(tài)的共振轉(zhuǎn)速為1 350 r/min，為不常用轉(zhuǎn)速，不會(huì)引起客戶抱怨。但是對(duì)于三缸發(fā)動(dòng)機(jī)，這個(gè)共振轉(zhuǎn)速將提高到1 800 r/min，車輛在加速過程中會(huì)有明顯轟鳴，以90 km/h勻速行駛時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速也在1 800 r/min左右，會(huì)出現(xiàn)明顯的低頻壓迫感。為了解決這個(gè)問題，在頂棚橫梁的位置內(nèi)部增加1.5 kg的質(zhì)量塊，通過質(zhì)量效應(yīng)衰減振動(dòng)幅值。圖5是增加質(zhì)量前后加速過程中前排車內(nèi)噪聲測(cè)試結(jié)果對(duì)比。轉(zhuǎn)速為1 800 r/min時(shí)車內(nèi)的1.5階噪聲有5 dB以上的降低。

圖5 頂棚橫梁位置加質(zhì)量后1.5階噪聲對(duì)比

4 發(fā)動(dòng)機(jī)的附件噪聲

增壓和缸內(nèi)直噴技術(shù)的使用，大大提高了汽油機(jī)的動(dòng)力性。但增壓器和高壓供油系的使用也會(huì)帶來更多的噪聲問題。增壓器的同步噪聲、轉(zhuǎn)子噪聲等屬于增壓器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)本身的問題，需要對(duì)增壓器結(jié)構(gòu)本身進(jìn)行優(yōu)化[5]。加速過程產(chǎn)生的氣流噪聲（包括加速進(jìn)氣系統(tǒng)氣流聲和收油門的泄壓噪聲）必須在整車NVH開發(fā)的前期加以考慮，并提前做好應(yīng)對(duì)措施。如在進(jìn)氣管路上預(yù)留寬頻消聲器的空間和位置，處理寬頻氣流噪聲。

圖6是典型進(jìn)氣系統(tǒng)中的共振式高頻消聲器，用于控制泄壓噪聲。泄壓噪聲是急松油門后渦輪增壓器的進(jìn)氣泄壓閥打開，高壓氣體通過泄壓管路流動(dòng)到低壓端時(shí)，由高速氣流產(chǎn)生的噪聲。

圖6 進(jìn)氣管高頻消聲器

圖7是在管路上增加高頻消聲器后車內(nèi)噪聲的對(duì)比，加速踏板回收的瞬間（線框內(nèi)）車內(nèi)500 Hz～1 000 Hz的噪聲明顯降低。

圖7 增加高頻消聲器前后松油門時(shí)車內(nèi)噪聲對(duì)比

除增壓器以外，高壓油泵（圖8）也是一個(gè)需要關(guān)注的噪聲源。高壓油泵通常由凸輪軸驅(qū)動(dòng)，通過電磁閥控制供油壓力。電磁閥工作時(shí)通常會(huì)產(chǎn)生清脆的敲擊聲。這種聲音頻率較高，怠速時(shí)在車內(nèi)能夠明顯被感知到，引起用戶抱怨。高壓油泵的噪聲可以通過優(yōu)化油泵內(nèi)部結(jié)構(gòu)和調(diào)整電磁閥進(jìn)行控制[6]。

圖8 高壓油泵

如果不能從源頭上控制高壓油泵噪聲，增加隔聲罩的效果也十分顯著。圖9是發(fā)動(dòng)機(jī)頂面噪聲測(cè)試結(jié)果。測(cè)試的環(huán)境為整車半消聲室，背景噪聲小于20 dB(A)，測(cè)點(diǎn)位于發(fā)動(dòng)機(jī)的頂面1 m處。從原狀態(tài)噪聲頻譜上看，在5 000 Hz頻率附近存在明顯的噪聲峰值。通過濾波回放的方式能夠判斷該頻段的噪聲頻率是車內(nèi)的抱怨問題頻率，且來自高壓油泵本體。

圖 9怠速工況下發(fā)動(dòng)機(jī)頂面1 m噪聲對(duì)比

這里采取了隔聲的方式對(duì)油泵噪聲進(jìn)行控制。具體的方案是在發(fā)動(dòng)機(jī)裝飾罩內(nèi)加PU發(fā)泡，通過PU發(fā)泡材料吸收高壓油泵的噪聲。另外發(fā)動(dòng)機(jī)裝飾罩的硬質(zhì)塑料起到隔聲作用。加裝飾罩后（見圖9）發(fā)動(dòng)機(jī)頂面噪聲在關(guān)注頻段內(nèi)有10 dB(A)以上的降低，怠速工況下車內(nèi)噪聲主觀改善明顯。

5 結(jié)語

動(dòng)力總成噪聲和振動(dòng)控制是整車振動(dòng)噪聲性能集成中最核心和關(guān)鍵的問題。缸內(nèi)直噴增壓三缸機(jī)的應(yīng)用給整車振動(dòng)噪聲開發(fā)帶來了更多的挑戰(zhàn)。在整車振動(dòng)噪聲集成時(shí)需重點(diǎn)關(guān)注以下幾個(gè)方面的問題。

(1)三缸發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)力特性不同于四缸發(fā)動(dòng)機(jī)。激勵(lì)力的頻率更低，1階力矩不平衡。必須合理分布動(dòng)力總成懸置的剛體模態(tài)，并采取合理的平衡策略，平衡怠速振動(dòng)和繞發(fā)動(dòng)機(jī)Y軸模態(tài)振動(dòng)之間的矛盾。

(2)與四缸發(fā)動(dòng)機(jī)相比，相同轉(zhuǎn)速下發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)頻率變低。車身前后擋風(fēng)玻璃等位置的低頻模態(tài)頻率的共振轉(zhuǎn)速有可能提高到常用轉(zhuǎn)速區(qū)。需要重新考慮車身這些模態(tài)對(duì)整車振動(dòng)噪聲的貢獻(xiàn)，并采取應(yīng)對(duì)措施。

(3)增壓器和高壓供油系統(tǒng)的引入提高發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力性。同時(shí)也影響了整車的主觀感受，須在整車開發(fā)的前期加以重視，并采取相應(yīng)的措施。