陳錦霞 崔國旭 楊征睿 仇 征 崔少春 郝鵬飛

（中國汽車技術研究中心有限公司 天津 300300）

引言

隨著人們對汽車舒適性追求越來越高，對發(fā)動機NVH 的要求也是越來越嚴格。發(fā)動機運行過程中如果出現(xiàn)異響，會對發(fā)動機聲品質產生很大負面影響。前端面異響作為發(fā)動機異響一個主要來源，需要重點關注，前端面異響包括發(fā)動機前端附件輪系異響和正時系統(tǒng)異響。

目前，前端面異響的研究大部分停留在附件輪系上，改變皮帶的約束角和張緊力、增加單向發(fā)電機離合器、增加約束性的惰輪等是解決附件輪系異響的方法[1]。而前端面正時系統(tǒng)異響具有定位分析難、優(yōu)化成本高等特點，一般的定位方法為階次分析或者簡單的頻率計算，優(yōu)化手段通常為加強密封和隔聲。

正時皮帶具有噪聲小、傳動精確、輕量化的特點，被廣泛運用于發(fā)動機正時傳動。但正時皮帶與齒輪嚙合所產生的噪聲依然是發(fā)動機機械噪聲的主要噪聲源。正時罩蓋通常具有壁薄、表面積大、剛度小的特點，當噪聲的頻率等于罩蓋的共振頻率時，罩不僅不能隔聲反而有放大噪聲的作用[2]。本文將從這些特性出發(fā)，進行正時系統(tǒng)異響的排查與分析。

1 問題的提出

發(fā)動機在1 200 r/min 小負荷工況下，前端位置發(fā)出“咕咕”異響。在排除前端附件輪系原因后，進行發(fā)動機臺架試驗，在正時罩蓋近場5 cm 處布置麥克風，在正時罩蓋上布置振動加速度計，測試結果如圖1 和圖2 所示。

圖1 正時罩蓋近場1 200 r/min 噪聲頻譜

圖2 正時罩蓋1 200 r/min 振動頻譜

由噪聲及振動頻譜可以看出，能量在720 Hz 左右較為集中，且噪聲與振動上有相同的表征。1 200 r/min 小負荷工況下，主觀評測異響的聲學能量占所有噪聲的主導，響度最為明顯，故初步將異響頻帶范圍鎖定在720 Hz 左右。通過測試軟件LMS 回放濾波器中帶通帶阻的分析后，最終確定異響頻帶區(qū)間為620～820 Hz。確定了異響頻帶區(qū)間后進行動力學仿真，以找到異響的激勵源。

2 仿真與分析

分別對凸輪軸、曲軸、正時皮帶進行動力學建模，進行動力學分析，計算出皮帶的動態(tài)力結果。并進行皮帶動態(tài)力頻譜以及異響關聯(lián)性分析，從而分析異響的來源，確定噪聲優(yōu)化方向。

2.1 動力學仿真

首先建立配氣機構多體動力學模型，將凸輪軸進排氣門的凸輪型線代入模型中，如圖3、4 所示，再把進排氣閥系部件的質量剛度參數(shù)、預緊力、氣門間隙等其他參數(shù)輸入其中，并導入進氣門凸輪配氣相位。通過以上模型進行全轉速下配氣機構動力學計算，即可得到進排氣凸輪軸負載轉矩。

圖3 配氣機構多體動力學模型

圖4 凸輪軸布局及凸輪型線

采用Autoshaft 方法建立曲軸系柔性體多體動力學計算模型[3]，設置活塞、連桿的幾何和質量參數(shù)以及發(fā)動機其他參數(shù)，建立模型，如圖5 所示。根據(jù)曲軸系多體動力學模型可以計算出軸系的轉速波動。

圖5 軸系多體動力學計算模型

最后建立皮帶動力學計算模型[4]，如圖6 所示。將凸輪軸驅動轉矩、曲軸轉速波動等參數(shù)作為計算皮帶動力學的輸入邊界，結合皮帶、帶輪和張緊器的參數(shù)，計算得出正時皮帶動態(tài)力，主要邊界參數(shù)如表1 和表2 所示。圖7 和圖8 為1 200 r/min 工況下時域和頻域的正時皮帶動態(tài)力。

圖6 皮帶動力學計算模型

圖7 正時皮帶動態(tài)力時域圖

表1 帶輪參數(shù)及坐標

表2 張緊器基本結構參數(shù)

2.2 問題分析

2.2.1 激勵源分析

對正時皮帶動態(tài)力頻率特征進行分析，如圖8所示，在250 Hz 之前的峰值為發(fā)動機階次激勵，不是本文的分析重點。而動態(tài)力在360 Hz 和720 Hz 頻率附近也出現(xiàn)峰值，720 Hz 剛好對應異響區(qū)間620～820 Hz 的中心頻率。由此推斷，正時皮帶720 Hz 動態(tài)力峰值就是前端異響的激勵源。

圖8 正時皮帶動態(tài)力頻率特征

正時皮帶噪聲產生機理主要是皮帶與齒輪間嚙合沖擊、皮帶自身振動、輪系結構共振。正時皮帶與齒輪嚙合周期性沖擊產生的力叫做多邊形效應激勵力[5]，其頻率理論計算公式為

式中：n 為齒輪轉速；z 為齒輪齒數(shù)。

本機曲軸正時皮帶輪齒數(shù)為18，在1 200 r/min轉速工況下，通過以上公式計算可得多邊形效應力的頻率為360 Hz，其二階分量為720 Hz，由此可知360 Hz 和720 Hz 兩個峰值是由正時皮帶多邊形效應力產生。

針對由皮帶的多邊形效應力引起的異響，可以通過改變正時皮帶各附件的特征頻率，使各附件共振頻率遠離激勵頻率，達到控制噪聲的目的。也可以通過改變正時皮帶布置形式，達到降低激勵力幅值，從而降低噪聲。其次也可以在傳遞路徑上進行優(yōu)化，如對正時罩蓋進行優(yōu)化。

2.2.2 傳遞路徑分析

對正時上罩蓋和下罩蓋進行模態(tài)分析，如圖9和圖10 所示。正時上罩蓋一到六階的模態(tài)頻率最高為475.4 Hz，遠離正時皮帶的720 Hz 激勵頻率，不會被激起共振。而正時下罩蓋的整體模態(tài)偏高，前四階模態(tài)和第六階模態(tài)都遠離激勵頻率。而第五階模態(tài)為732.6 Hz，處于正時皮帶的激勵范圍內，且振型集中于正時下罩蓋的上面板，上面板有大面積空腔且缺乏約束，容易引起共振[6]，因此必須進行有效的優(yōu)化。

圖9 正時上罩蓋模態(tài)

圖10 正時下罩蓋模態(tài)

3 優(yōu)化與驗證

根據(jù)上文分析，提出以下三個優(yōu)化方案：①改變正時皮帶附件特征頻率：增大惰輪直徑；②改變正時帶布置形式：在松邊處增加一個惰輪③從剛度和結構兩方面著手，對正時罩蓋進行優(yōu)化[7-8]。

通過仿真計算初步確認方案的可行性，再通過試驗予以驗證。

3.1 增大惰輪直徑

優(yōu)化方案一為將惰輪直徑增大6 mm，通過增大惰輪直徑可以有效地改變正時輪系附件的特征頻率。

增大惰輪直徑后的正時皮帶動態(tài)力頻域計算結果如圖11 所示，由圖可以看出正時皮帶動態(tài)張緊力在720 Hz 的峰值點附近幅值有明顯的降低，但局部還有峰值。

圖11 增大惰輪直徑后正時皮帶動態(tài)力

布置正時輪系近場麥克風，測試增大惰輪直徑后噪聲。如圖12 所示，優(yōu)化后的噪聲在異響頻帶區(qū)間620～820 Hz 頻段的峰值有明顯的降低。經過主觀測評，“咕咕”異響聲得到了很好的控制，但并無完全消失。

圖12 增大惰輪直徑前后近場噪聲

3.2 增加惰輪

優(yōu)化方案二為在正時皮帶的松邊上增加一個惰輪，通過改變正時皮帶布置形式，達到降低激勵力幅值目的，增加惰輪前后布置形式對比如圖13 所示。

圖13 增加惰輪前后布置形式對比

計算分析正時皮帶動態(tài)力，如圖14 所示，可以看出正時皮帶動態(tài)張緊力在720 Hz 的峰值點附近幅值有較明顯的降低，說明優(yōu)化方案的方向正確，待試驗驗證實際效果。

圖14 增加惰輪后正時皮帶動態(tài)力

展開試驗驗證，增加惰輪前后近場噪聲頻譜如圖15 所示，異響頻帶區(qū)間噪聲峰值也有較明顯降低。經過主觀測評，“咕咕”異響聲大幅降低，但并無完全消失。

圖15 增加惰輪前后近場噪聲

3.3 優(yōu)化正時罩蓋

前文分析出正時罩蓋存在剛度不足的問題，特別是正時下罩蓋的五階模態(tài)接近正時皮帶的激勵頻率，罩蓋很容易發(fā)生共振異響。

因此設計優(yōu)化方案三為：上下罩蓋都加厚1.5 mm；為避免分體式罩蓋結構密封性和隔聲效果不佳，將罩蓋從分體式結構造型優(yōu)化成整體式[9]，并且進行噪聲防泄漏處理，圖16 為正時罩蓋優(yōu)化前后的實物圖。

圖16 正時罩蓋優(yōu)化前后的實物圖

正時罩蓋優(yōu)化后的整體模態(tài)頻率有明顯的提高，如圖17 所示，正時罩下部分五階模態(tài)已經避過激勵頻率。雖然六階模態(tài)688 Hz 很靠近正時皮帶的激勵頻率，但這階模態(tài)振型為邊緣小范圍局部模態(tài)，不會產生異響噪聲問題。

圖17 正時罩蓋優(yōu)化后模態(tài)

模態(tài)仿真結果良好，開展試驗進行效果驗證。經過正時罩蓋的優(yōu)化，異響頻段620～820 Hz 內的噪聲振動峰值基本消失，如圖18 和19 所示。主觀評價后，認為異響消除，優(yōu)化方案的效果顯著。

圖18 正時罩蓋優(yōu)化前后近場噪聲

圖19 正時罩蓋優(yōu)化前后正時罩蓋振動

3.4 優(yōu)化方案總結

本文從異響的激勵源和傳遞路徑兩方面進行了三個方案的優(yōu)化，優(yōu)化方案的方法分別為改變正時皮帶附件特征頻率、改變正時皮帶布置形式、優(yōu)化正時罩蓋。上文提到的異響激勵源為正時皮帶多邊形效應力，而皮帶的多邊形效應為輪系的固有特性，只受帶輪齒數(shù)和轉速兩個因素影響。轉速一定，在無法實現(xiàn)改變齒數(shù)的方案情況下可以通過改變正時皮帶附件特征頻率，使各附件遠離正時皮帶的激勵頻率，達到控制振動及噪聲的目的，或者通過改變正時皮帶布置形式，達到降低激勵力幅值，從而降低振動及噪聲。上面兩種方案不能從根本上改變多邊形效應力。改變皮帶附件頻率，規(guī)避激勵頻率能夠有效降低系統(tǒng)的振動噪聲，但是效果可能會很局限。改變正時皮帶布置形式，也只能降低激勵力幅值，優(yōu)化效果也會受限。而優(yōu)化正時罩蓋的剛度和結構，可以有效地避免共振、加強隔聲、防止噪聲泄漏，此方法如果優(yōu)化得當可以達到很好的效果。

綜上，將惰輪直徑增大6 mm、正時皮帶松邊增加一個惰輪、優(yōu)化正時罩蓋。三組優(yōu)化方案經驗證后異響都得到了不同程度的控制，以優(yōu)化正時罩蓋方案優(yōu)化效果最佳?？紤]到本優(yōu)化機型為量產機型，改變正時輪系附件尺寸和正時皮帶布置形式，不僅會改變發(fā)動機的運行穩(wěn)定性，也會增加優(yōu)化成本。鑒于以上兩點，此次最終優(yōu)化方案選擇優(yōu)化正時罩蓋。

4 結論

1）通過建立配氣機構、曲軸系和正時皮帶的多體動力學模型，計算得出正時皮帶動態(tài)力，從而確認異響是由正時皮帶動態(tài)力激勵產生。并進一步分析得出正時皮帶動態(tài)力的激勵峰值是由多邊形效應激勵力產生。

2）本文設計如下優(yōu)化方案：①增大惰輪直徑，該方案目的是改變正時皮帶各附件的特征頻率，使各附件遠離激勵頻率。②在正時皮帶的松邊上增加一個惰輪，該方案的目的是改變正時皮帶布置形式，使激勵力幅值降低。③正時上下罩蓋都加厚1.5 mm，將罩蓋從分體式結構造型優(yōu)化成整體式，該方案的目的是提高正時罩的剛度、密封性和隔聲性。

3）從方案的效果上看，增大惰輪直徑和在正時皮帶的松邊上增加一個惰輪的方法，在此次優(yōu)化中不如正時罩蓋的合理優(yōu)化好。從優(yōu)化成本上看，對于量產發(fā)動機而言，正時罩蓋優(yōu)化顯然也是最好的優(yōu)化方案。

4）本次優(yōu)化運用了動力學仿真、模態(tài)仿真、試驗驗證等多種方法，將異響問題鎖定并予以解決，對今后解決此類NVH 問題有借鑒之處。