趙 欣 孫洪偉 錢 辰 梁善飛 姜曉東 胡軍峰

（寧波吉利羅佑發(fā)動機零部件有限公司 浙江 寧波 315336）

引言

正時皮帶因其突出的成本優(yōu)勢已被廣泛用于高效汽油發(fā)動機的氣門正時系統(tǒng)。盡管其噪聲相比于傳統(tǒng)正時鏈條有明顯優(yōu)勢，但在怠速工況下仍存在著NVH 風(fēng)險。且由于正時系統(tǒng)零件多、結(jié)構(gòu)復(fù)雜，與正時皮帶相關(guān)的NVH 問題也常受其他結(jié)構(gòu)參數(shù)影響而難以分析。本文以某2.0 L GTDI 發(fā)動機的怠速正時皮帶異響問題為例，探討其試驗與仿真相結(jié)合的分析和優(yōu)化方法。

1 正時帶噪聲產(chǎn)生的機理

正時帶驅(qū)動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)并不復(fù)雜但其噪聲產(chǎn)生的機理卻很復(fù)雜，文獻[1-3]表明正時帶系統(tǒng)的噪聲主要分以下6 類：1）嚙合初期：帶輪齒頂尖和正時帶齒底部的沖擊；2）嚙合時：正時帶和帶輪之間的氣體流動（空氣泵)；3）嚙合末期：正時帶齒頂與帶輪齒槽的沖擊；4）正時帶振動；5）帶輪振動；6）摩擦聲。

正時帶與帶輪嚙合產(chǎn)生的沖擊噪聲是因嚙合過程中基節(jié)產(chǎn)生偏差引起的，這種嚙合沖擊對皮帶是一種周期性激勵，嚙合頻率為：

式中：N 為齒帶輪的齒數(shù)；n 為齒帶輪的轉(zhuǎn)速（r/min）。正時帶跨距固有頻率計算公式為：

式中：f 為帶跨距固有頻率；M 為質(zhì)量密度；S 為跨距長度；T 為帶預(yù)緊力。

如激勵頻率一倍頻或二倍頻與正時帶某跨距固有頻率或諧波耦合將造成正時系統(tǒng)共振產(chǎn)生噪聲，即公式（1）與公式（2）頻率相近或相等。所以有3 種有效方法可以將皮帶跨距固有頻率降低到曲軸鏈輪/皮帶輪齒嚙合頻率以下，避免共振。

1）增加皮帶跨距長度；2）提高皮帶質(zhì)量密度或增加皮帶質(zhì)量；3）降低安全帶預(yù)緊力。

除降低皮帶固有頻率外，發(fā)動機的工作溫度和工作轉(zhuǎn)速也會影響正時皮帶的噪聲。

2 某發(fā)動機正時系統(tǒng)噪聲特征

某直列四缸TGDI 發(fā)動機，整車怠速750 r/min工況出現(xiàn)400～650 Hz 振動峰值，該特征出現(xiàn)具有隨機性。出現(xiàn)時聲品質(zhì)差、主觀評價為不可接受，該噪聲在NVH 臺架試驗中也可出現(xiàn)。

在調(diào)查中發(fā)現(xiàn)，噪聲在正時皮帶區(qū)域，并從正時皮帶蓋發(fā)出，如圖1 所示。

圖1 正常機與異常機前端1m 噪聲頻譜對比

對該問題調(diào)查，是由皮帶跨距的橫向振動引起的。該振動是由皮帶跨距的固有頻率與皮帶鏈輪和皮帶傳動的嚙合頻率（（怠速轉(zhuǎn)速×帶輪齒數(shù)）/60→（750×21）/60 諧波2 階為525 Hz）與皮帶跨長的調(diào)制頻率（如表1 所示，cr-idle 4 階為500 Hz）相接近造成共振。圖1 的峰值不僅使噪聲幅值增加，而且在這些工況下的噪聲也非常令人討厭（音質(zhì)差）。

表1 皮帶各段固有頻率及調(diào)制頻率 Hz

正時結(jié)構(gòu)布置如圖2 所示。

圖2 正時結(jié)構(gòu)布置圖

通過分別抵觸圖2 中的SP1～SP5 皮帶，問題頻率為450～650 Hz 描述為goose 聲，中心頻率500 Hz，如圖3 所示。確定發(fā)生部位為正時驅(qū)動輪-惰輪段正時。

圖3 抵觸SP1～SP5 各段皮帶噪聲變化

3 影響因素分析

在設(shè)計階段考慮皮帶預(yù)緊力的影響。一般認為減小正時皮帶預(yù)緊張力可改善皮帶噪聲。發(fā)動機缸體和氣缸蓋工作溫度升高導(dǎo)致固定皮帶預(yù)緊力增大，皮帶噪聲將惡化。增加正時皮帶質(zhì)量密度會降低皮帶的跨距共振，改善皮帶噪聲。增加正時皮帶跨距長度可減小皮帶共振，改善正時噪聲。通過調(diào)整發(fā)動機的怠速轉(zhuǎn)速，可以避免正時皮帶共振，改善正時噪聲。

3.1 轉(zhuǎn)速與溫度的影響

圖4 顯示怠速達到800 r/min 以上，機油溫度50℃，整體噪聲最大，最易識別，當(dāng)溫度達到70 ℃以上聲音易識別，這與主觀感受一致。圖5 顯示機熱機狀態(tài)（油溫90 ℃）時不同的怠速轉(zhuǎn)速，正時皮帶噪聲存在明顯差異：轉(zhuǎn)速越低噪聲越小，且存在一個轉(zhuǎn)速臨界點如770 r/min。

圖4 溫度轉(zhuǎn)速對正時皮帶噪聲的影響

圖5 熱機不同怠速轉(zhuǎn)速對正時皮帶噪聲的影響

3.2 張緊輪預(yù)緊力調(diào)整對正時皮帶噪聲的影響

在該試驗中，僅對正時張緊器的張緊力進行極限驗證（Max 極限大張力，min 極限小張力，normal 正常值）圖6 顯示怠速750 r/min 時，張力對正時200～350 Hz，400～650 Hz 產(chǎn)生影響。這2 個頻率特征與主觀感受的goose 聲一致。Min 較Normal，在問題頻率200～350 Hz 的RMS 改善3 dB（A)。Max 較Normal 在問題頻率200～350 Hz RMS 惡化2 dB（A)。Min、Max在主要抱怨問題頻率450～650 Hz 雖然均在減小，但Min 改善效果最好，較Normal 降低5 dB。試驗表明，降低靜態(tài)預(yù)緊力有助于改善正時噪聲。

圖6 張緊力對正時皮帶噪聲的影響

使用EXCITE 對正時皮帶系統(tǒng)建立模型如圖7所示，該系統(tǒng)主要考慮：曲軸扭振、進排氣凸輪軸轉(zhuǎn)矩、正時輪系：VVT、惰輪張緊輪、曲軸帶輪、張緊輪，定義其剛度阻尼等參數(shù)。簡化模型如圖8 所示。

圖7 正時皮帶系統(tǒng)模型

圖8 正時皮帶系統(tǒng)簡化模型

3.3 正時皮帶質(zhì)量密度的影響

通過CAE 計算發(fā)現(xiàn)皮帶增加質(zhì)量，皮帶在該轉(zhuǎn)速段的振幅降低60%，見圖9 所示。圖10 為多樣本質(zhì)量驗證，隨著正時帶質(zhì)量增加問題噪聲改善，主觀評價得分提高。

圖9 輕/重皮帶振幅仿真對比

圖10 輕/重皮帶對前端1m goose 測試對比

3.4 皮帶跨距的影響

為了降低皮帶跨距的激振頻率改變皮帶固有頻率達到降低皮帶共振目的，可增加皮帶跨距的長度，實施時需要改變氣缸蓋和氣缸體加工線的布局。

如圖11 所示，增加惰輪可間接實現(xiàn)改變問題段跨長的目的。此方案驗證周期長，開發(fā)費用高，商業(yè)可行性低，本文僅作研究。

圖11 增加惰輪方案

圖12 為仿真結(jié)果，可以看出隨著惰輪Idle2 位置相對Idle 下移10 mm 及16 mm，皮帶齒嚙入得到改善，滑移速度降低（越小越好）、摩擦阻力降低（絕對值越小越好）。試驗方案采用Idle 下移16 mm 方案，圖13 顯示該頻率聲壓級從53 dB（A）降低至51.5 dB（A），效果并未有顯著提升。

圖12 惰輪位置對皮帶滑移速度、摩擦力影響的仿真分析

圖13 惰輪位置對正時噪聲的影響

3.5 正時帶公差的影響

正時帶結(jié)構(gòu)如圖14 所示，在正時帶加工過程中，由于材料、溫度等工藝因素影響產(chǎn)品的長度、厚度、寬度、齒高、平面度等公差。如橡膠熱塑膨脹影響正時帶厚度平面度，線繩繞線方向或數(shù)量影響正時帶剛度。這些多變的公差變量將直接影響到正時系統(tǒng)的穩(wěn)定性。

圖14 正時帶結(jié)構(gòu)

3.5.1 對比計算帶背不平度的影響

假設(shè)皮帶背部是三角形，如圖15 所示，高度為0 mm、0.05 mm、0.1 mm。）

圖15 不平度簡化模型

如圖16、17 所示，隨帶背粗糙度增加，進入嚙合的帶齒與帶輪摩擦力存在換向，系統(tǒng)穩(wěn)定性較差，且在300～650 Hz 惡化明顯。圖18 顯示隨帶背粗糙度增加，第1 段皮帶橫向振動幅值明顯增加，200～600 Hz惡化明顯，這些特征變化與實際感知相符。

圖16 不平度對皮帶齒與曲軸輪摩擦力的影響（時域）

圖17 不平度對皮帶齒與曲軸輪摩擦力的影響（頻域）

圖18 不平度對Span1 橫向抖動FFT 仿真結(jié)果

3.5.2 長度公差的影響

設(shè)其公差為0 mm；-8 mm；+8 mm。圖19 顯示皮帶長度公差對帶齒摩擦力較為敏感，長度公差為-0.8 mm 時，帶齒嚙合平穩(wěn)，相對反向滑移小。

圖19 長度公差對帶齒與曲軸輪滑移與摩擦力變化

綜合仿真方案，試驗采用不同長度、寬度、齒高、不平度等公差組合樣件約20 種組合，在整車進行驗證。測試工況怠速750 r/min，分析車內(nèi)駕駛員右耳頻率450～650 Hz 的RMS 聲音變化情況，如圖20 所示（淺綠面積越大表明改善效果越好、系統(tǒng)越穩(wěn)定）。綜合這些因素，長度公差小，帶厚度不平度小，齒高公差小對系統(tǒng)的正時噪聲穩(wěn)定性較好，主觀評價提升較為明顯且與仿真結(jié)果對應(yīng)。

圖20 不同公差的正時帶車內(nèi)噪聲變化

4 方案確定

結(jié)上所述，結(jié)合實際需求采用怠速控制750 r/min，張緊力較原狀態(tài)降低30%，160 g 質(zhì)量皮帶且各公差控制下限作為改良方案，進行整車狀態(tài)驗證。噪聲峰值降低約10 dB（A），如圖21 所示。

圖21 改良方案與原車噪聲對比

5 結(jié)論

1）由于氣缸體和氣缸蓋膨脹，皮帶預(yù)緊力隨著發(fā)動機溫度的升高而增加。試驗得出熱機狀態(tài)正時噪聲是最壞的情況，并存在一個與該聲音相關(guān)的臨界轉(zhuǎn)速，本案例中770 r/min 是該系統(tǒng)的臨界轉(zhuǎn)速。

2）增加皮帶質(zhì)量密度、改變皮帶跨距可降低皮帶跨距激勵頻率，有助于降低正時皮帶激勵。

3）改變發(fā)動機怠速，以避免皮帶共振也是一種解決思路。但需要重新對整車系統(tǒng)校準(zhǔn)，因此不選擇此選項來實現(xiàn)。另外提高怠速會導(dǎo)致怠速噪聲增大。

4）由于布局限制，無法更改皮帶跨距。增加皮帶質(zhì)量密度涉及成本，需謹慎評估。最可行的解決方案是減少皮帶預(yù)緊度和皮帶公差控制。

5）本研究表明，正時帶仿真模型可以有效幫助解決NVH 問題，縮短開發(fā)及解決問題的時間，具有較高的成本和時間效益。