張寶平 李凱 郭宇 王卓 路建華 劉龍軍

摘要：為解決某汽油機本體振動大問題，通過噪聲、振動、聲振粗糙度（noise vibration harshness，NVH）測試分析，確定導(dǎo)致發(fā)動機本體振動大的原因；研究缸體模態(tài)提升和燃燒優(yōu)化對降低發(fā)動機振動噪聲的效果，并設(shè)計專項試驗進行對比驗證。發(fā)動機NVH性能測試和聲學(xué)相機測試結(jié)果表明發(fā)動機本體振動大的原因為發(fā)動機結(jié)構(gòu)較弱和燃燒激勵較大。安裝曲軸箱加強板后缸體模態(tài)提升顯著，缸體一階扭轉(zhuǎn)模態(tài)頻率提高了61.4%，一階彎曲模態(tài)頻率提高了5.7%，缸體裙部振動下降明顯；在鏈輪室蓋增加固定螺栓后，振動加速度導(dǎo)納和由3.2 g/N降低到1.2 g/N，相同激勵下部件產(chǎn)生振動噪聲的風(fēng)險顯著降低；燃燒優(yōu)化后，發(fā)動機特定轉(zhuǎn)速點的整體（含附件）振動能量降低明顯，但發(fā)動機動力性、經(jīng)濟性略有下降，需要綜合評估燃燒優(yōu)化對整機性能的影響。

關(guān)鍵詞：結(jié)構(gòu)共振；模態(tài)分析；燃燒優(yōu)化；壓力升高率

中圖分類號：TK411文獻標志碼：A文章編號：1673-6397（2024）02-0040-08

引用格式：張寶平，李凱，郭宇，等. 某汽油機本體振動噪聲分析及優(yōu)化［J］.內(nèi)燃機與動力裝置，2024，41（2）：40-47.

ZHANG Baoping， LI Kai， GUO Yu， et al. Analysis and optimization on vibration and noise of a gasoline engine body［J］.Internal Combustion Engine & Powerplant， 2024，41（2）：40-47.

0 引言

噪聲、振動、聲振粗糙度（noise vibration harshness，NVH）直接影響汽車的舒適性、可靠性^[1]。消費者越來越重視汽車的NVH性能，因此在汽車開發(fā)過程中必須進行NVH分析驗證。

缸體是發(fā)動機的結(jié)構(gòu)基礎(chǔ)和本體主要部件，發(fā)動機主要運動機構(gòu)和系統(tǒng)部件都直接或間接與其連接。動力總成很多部件的固有頻率在2 000 Hz以下，很容易被激勵形成共振。發(fā)動機工作時，缸體和其他零部件也會產(chǎn)生復(fù)雜的振動或耦合共振，進而產(chǎn)生噪聲^[2-3]。根據(jù)噪聲產(chǎn)生機理，振動噪聲可分為機械噪聲、燃燒噪聲和空氣動力噪聲3大類，不同的振動噪聲可以采用不同的方式優(yōu)化。在激振力不變的情況下，增大結(jié)構(gòu)剛度可以提高結(jié)構(gòu)的固有頻率，使其達到結(jié)構(gòu)衰減系數(shù)較大的頻率區(qū)域，故通過模態(tài)優(yōu)化增加發(fā)動機結(jié)構(gòu)剛度可以大幅降低缸體共振輻射，從而控制缸體結(jié)構(gòu)的共振噪聲^[4-5]。內(nèi)燃機動力來自于燃料燃燒，通過電子控制單元（electronic control unit，ECU）對燃燒過程及邊界參數(shù)進行精確標定，在滿足動力性、經(jīng)濟性和排放等性能指標的同時，優(yōu)化燃燒也可降低整機的振動噪聲。本文中為解決某汽油機本體振動大的問題，通過仿真分析和試驗相結(jié)合的方式分析振動大的原因，提高發(fā)動機缸體及附件的模態(tài)和優(yōu)化燃燒，并進行試驗驗證。

1 汽油機本體振動大的原因分析

1.1 故障現(xiàn)象及NVH性能要求

某直列4缸、16氣門、增壓、直噴汽油發(fā)動機在耐久可靠性試驗中振動大，接連出現(xiàn)增壓器螺栓斷裂、漏氣、測功機傳動軸斷裂等故障，不僅影響試驗進度且存在較大的試驗安全風(fēng)險。該汽油機滿足國六b排放標準，最高轉(zhuǎn)速為5 500 r/min，最大轉(zhuǎn)矩為400 N·m，最大轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速為2 000～4 000 r/min。整機NVH性能應(yīng)滿足：缸體振動加速度不大于20g（g為自由落體加速度），附件振動加速度不大于25g，大平面法向共振頻率為1 200～1 600 Hz。

1.2 原因分析

進行0負荷加速和100%負荷加速試驗，測試發(fā)動機NVH性能，結(jié)果如圖1所示。由圖1可知：缸體振動加速度隨著轉(zhuǎn)速、負荷的增大而增大；100%負荷工況，缸體振動加速度為21.5g，已超過不大于20g的設(shè)計指標要求。

與原型機結(jié)構(gòu)對比，該汽油機因整車布置因素取消了曲軸箱加強板。根據(jù)發(fā)動機動力測試結(jié)果進行燃燒map計算，發(fā)現(xiàn)該汽油機燃燒噪聲較大，整體線性度一般，經(jīng)對比競品機型，發(fā)現(xiàn)該機壓力升高率相對較大。本文中汽油機與競品機型壓力升高率對比如圖2所示。

應(yīng)用聲學(xué)相機測試，缸體振動頻譜如圖3所示。由圖3可知：700～1 400 Hz共振帶噪聲通過曲軸前端向外輻射，為燃燒激勵大導(dǎo)致的共振輻射噪聲；1 400～2 500 Hz頻帶噪聲主要通過上鏈輪室蓋向外輻射，為上鏈輪室蓋受燃燒激勵導(dǎo)致的共振輻射噪聲。

結(jié)合“源-傳遞路徑-響應(yīng)”模型綜合分析^[6]，導(dǎo)致發(fā)動機本體振動大的原因為發(fā)動機結(jié)構(gòu)剛度較弱和燃燒激勵較大，需要制定試驗方案進行專項分析和驗證。

2 模態(tài)分析和燃燒優(yōu)化機理

2.1 模態(tài)有限元分析

模態(tài)分析是根據(jù)結(jié)構(gòu)的固有特性（包括頻率、阻尼和振型等動力學(xué)屬性）描述結(jié)構(gòu)的過程。數(shù)學(xué)意義上，模態(tài)分析是指將線性定常系統(tǒng)振動微分方程組中的物理坐標變換為模態(tài)坐標，再對方程解耦的過程。模態(tài)分析最終目標是識別系統(tǒng)的模態(tài)參數(shù)，以進行振型特性分析、振動故障診斷和預(yù)報，為結(jié)構(gòu)設(shè)計優(yōu)化提供依據(jù)^[7-8]。

發(fā)動機工作時缸體是主要的受力部件，氣體在燃燒室燃燒產(chǎn)生的氣體壓力通過活塞、連桿傳遞到缸壁和曲軸傳遞到缸體，因此發(fā)動機缸體必須應(yīng)有足夠的剛度和強度，才能保證正常運行。在缸體設(shè)計階段，為保證成型后產(chǎn)品的NVH性能滿足設(shè)計要求，必須進行模態(tài)有限元結(jié)構(gòu)仿真分析。

該汽油發(fā)動機缸體的有限元模型如圖4所示，單元類型為高階四面體，材料屬性如表1所示。

汽油機缸體模態(tài)仿真分析結(jié)果如表2所示。由表2可知：第1階扭轉(zhuǎn)模態(tài)頻率為501 Hz；第2、3階為局部模態(tài)，第4、5階為主軸承蓋模態(tài)，第2～5階模態(tài)頻率與圖3所示問題頻率相符。

2.2 燃燒優(yōu)化

燃燒優(yōu)化是指在發(fā)動機燃燒標定開發(fā)的基礎(chǔ)上，改變?nèi)紵吔鐓?shù)以改變?nèi)紵隣顟B(tài)的標定開發(fā)過程。燃燒標定開發(fā)是通過ECU對電控發(fā)動機各相關(guān)燃燒過程及邊界狀態(tài)進行選型、確認及精確的標定控制，使發(fā)動機的動力性、經(jīng)濟性、排放和NVH等綜合性能最優(yōu)。

發(fā)動機工作時，高頻的燃燒激勵通過機體各部件傳導(dǎo)，使不同固有頻率的零件被激發(fā)而振動，進而輻射出強烈的燃燒噪聲^[9]。影響燃燒噪聲的主要因素有壓力升高率和壓力突變、燃燒室形狀、電噴控制、壓縮比、最大缸內(nèi)壓力等。研究表明燃燒噪聲與壓力升高率有直接關(guān)系，故在發(fā)動機設(shè)計階段需要定義壓力升高率的上限，通常汽油機最大壓力升高率為0.4 MPa/（°）。壓力升高率不隨發(fā)動機轉(zhuǎn)速增大而增大；在同一轉(zhuǎn)速及負荷時，在不同點火提前角下，可以找到一個點，在保持發(fā)動機的輸出功率不變的同時使壓力升高率最低。相較于歧管噴射，缸內(nèi)直噴汽油機的高噴油壓力與高氣缸壓力特性導(dǎo)致最大壓力升高率進一步增大，使得直噴發(fā)動機的聲振問題更為突出^[10]。

3 振動對比驗證

3.1 試驗設(shè)計

制定NVH專項試驗對結(jié)構(gòu)強化和燃燒優(yōu)化后的汽油機本體振動進行試驗對比驗證，具體測試工況如表3所示。

3.2 模態(tài)測試

3.2.1 試驗布置

分別對缸體、鏈輪室蓋2個部件及整機進行模態(tài)測試，驗證零部件模態(tài)是否滿足要求，同時對仿真模型進行校準，為后期結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供方向和數(shù)據(jù)支持。參考缸體、鏈輪室蓋、整機實際尺寸，選取1個模態(tài)試驗激勵點和若干響應(yīng)點，依據(jù)激勵點和響應(yīng)點坐標建立幾何模型。分別對2個部件自由狀態(tài)和整機狀態(tài)，參考已建立的幾何模型，采用錘擊法進行測試，試驗布置如圖5所示。

移動力錘對相關(guān)結(jié)構(gòu)點進行激勵，并在響應(yīng)點布置振動傳感器，獲得激勵點與響應(yīng)點傳遞函數(shù)，計算被測物體受到激勵產(chǎn)生的所有振動加速度導(dǎo)納和A_SUM。

3.2.2 試驗數(shù)據(jù)分析

增加曲軸箱加強板后，缸體一階扭轉(zhuǎn)模態(tài)頻率由581 Hz增加至938 Hz，提高了61.4%；一階彎曲模態(tài)頻率由1 172 Hz增加至1 239 Hz，提高了5.7%。

在不干涉、破壞現(xiàn)有結(jié)構(gòu)的情況下，在上鏈輪室蓋與曲軸孔上方輻射噪聲較大處，即圖5d） 中紅圈所示位置，安裝固定螺栓，降低這2處的振動。對改造后的機體進行模態(tài)測試，結(jié)果如圖6所示。

由圖6可知：改造后，機體振動傳遞函數(shù)SUM值顯著降低，在頻率為800～1 400 Hz階段，最大A_SUM由0.4 g/N降低到0.3 g/N；在頻率為1 400～2 000 Hz階段，最大A_SUM從3.2 g/N降低到1.2 g/N，在相同激勵下產(chǎn)生振動噪聲的風(fēng)險顯著降低；2 550 Hz之前的模態(tài)個數(shù)由9個降低至5個，模態(tài)密度顯著降低。

3.3 缸體結(jié)構(gòu)加強前、后臺架測試對比

3.3.1 試驗傳感器布置

共布置5個傳感器：振動傳感器4個，分別布置在缸體裙部、第3缸主軸承座、空壓機、第4缸上止點處；轉(zhuǎn)速傳感器1個，布置在發(fā)動機前端。傳感器布置位置如圖7所示。

3.3.2 發(fā)動機動力性能

對測試發(fā)動機進行性能驗證，實測最大轉(zhuǎn)矩、額定功率與設(shè)計指標偏差均在±5%以內(nèi)，確認動力性能正常，可以進行NVH性能試驗。

3.3.3 試驗數(shù)據(jù)分析

100%負荷工況下，安裝曲軸箱加強板前、后缸體3個方向振動曲線如圖8所示，振動頻譜圖如圖9所示。

由圖8可知：缸體安裝曲軸箱加強板后，100%負荷工況下，缸體3向整體振動均小于20g，缸體x向整體降幅明顯，最大振動加速度下降3.08g。

由圖9可知：缸體安裝曲軸箱加強板后，缸體x向在頻率為3 000～7 000 Hz、y向在頻率為5 000～8 000 Hz、z向在頻率為3 000～6 000 Hz時的中高頻能量明顯消減。

100%負荷下，安裝曲軸箱加強板后，空壓機3向振動曲線如圖10所示。由圖10可知：空壓機x向振動未見明顯變化；在轉(zhuǎn)速為4 000～4 700 r/min，y向振動加速度下降1.5g；z向最大加速度振動下降3g，但仍大于25g。

綜上，安裝曲軸箱加強板后，缸體裙部振動明顯下降，但對發(fā)動機附件的振動無明顯改善效果。

3.4 燃燒優(yōu)化臺架測試對比

調(diào)整標定參數(shù)優(yōu)化燃燒，調(diào)低特定中高轉(zhuǎn)速點的壓力升高率并在臺架上進行穩(wěn)態(tài)工況測試，以驗證燃燒優(yōu)化前后的整機振動水平。標定優(yōu)化前、后壓力升高率如表4所示。

燃燒優(yōu)化前、后的發(fā)動機性能變化如表5所示。由表5可知：燃燒優(yōu)化后，發(fā)動機特定轉(zhuǎn)速下轉(zhuǎn)矩下降9.4%～14.4%；燃油消耗率增加8.9%～10.6%。

燃燒優(yōu)化前、后100%負荷工況下缸體3向振動曲線如圖11所示。由圖11可知：缸體3向振動加速度隨轉(zhuǎn)速增大而增大，在高轉(zhuǎn)速區(qū)優(yōu)化后缸體3向振動加速度降幅較大；燃燒優(yōu)化后，缸體3向振動加速度均小于20g，x向振動加速度最大，為12.85g， y向振動加速度降幅最大，約為19.9%。

燃燒優(yōu)化前、后100%負荷工況下缸體3向振動頻譜如圖12所示。由圖12可知：燃燒優(yōu)化后，缸體3向振動均有減弱，其中x向頻率為6 000～8 000 Hz、z向頻率為5 500～7 000 Hz時的高頻能量明顯消減。

燃燒優(yōu)化后，100%負荷、各相關(guān)轉(zhuǎn)速點的缸體其他監(jiān)測點及附件振動變化情況如表6所示。由表6可知：燃燒優(yōu)化后，主軸承座、上止點和空壓機最大振動加速度均小于20g，表明燃燒優(yōu)化后3向振動降幅明顯。

綜上，通過優(yōu)化燃燒，降低壓力升高率，可大幅降低缸體及附件振動，缸體中、高頻振動能量明顯降低，但降低壓力升高率也使得發(fā)動機在特定轉(zhuǎn)速點的動力性、經(jīng)濟性略有下降，應(yīng)綜合評估燃燒優(yōu)化對整機性能的影響。

4 結(jié)論

1）通過對發(fā)動機進行NVH性能測試和聲學(xué)相機測試，確定導(dǎo)致發(fā)動機本體振動大的原因為發(fā)動機結(jié)構(gòu)較弱和燃燒激勵較大。

2）安裝曲軸箱加強板，使缸體的裙部結(jié)構(gòu)得到加強，缸體模態(tài)提高顯著，缸體一階扭轉(zhuǎn)模態(tài)提高了61.4%；一階彎曲模態(tài)頻率提高了5.7%；缸體裙部振動明顯下降。

3）在鏈輪室蓋增加固定螺栓后，振動傳遞函數(shù)A_SUM由3.2 g/N降低到1.2 g/N，模態(tài)密度顯著降低，相同激勵情況下部件產(chǎn)生振動噪聲的風(fēng)險顯著降低。

4）燃燒優(yōu)化后，發(fā)動機特定轉(zhuǎn)速點的整體（含附件）振動能量降低明顯，但發(fā)動機動力性、經(jīng)濟性略有下降，需要綜合評估燃燒優(yōu)化對整機性能的影響。

5）為進一步研究燃燒優(yōu)化效果，建議開發(fā)適用于發(fā)動機全轉(zhuǎn)速段的燃燒標定數(shù)據(jù)，驗證發(fā)動機動力性等關(guān)鍵性能與NVH性能的相互關(guān)系及影響。

參考文獻：

[1]譚祥軍.從這里學(xué)NVH[M].北京：機械工業(yè)出版社，2018：165.

[2]龐劍，諶剛，何華．汽車噪聲與振動：理論與應(yīng)用[M].北京：北京理工大學(xué)出版社，2006.

[3]楊誠，李慎言，岳川元，等.某款壓縮機嘯叫引起車內(nèi)異響的機理研究[J].聲學(xué)技術(shù)，2019，38（5）：580-584.

[4]李凱.基于模態(tài)提升發(fā)動機NVH優(yōu)化研究[J].汽車制造業(yè)，2023（5）：46-48.

[5]李民.內(nèi)燃機結(jié)構(gòu)聲學(xué)特性及其優(yōu)化設(shè)計方法研究[D].天津：天津大學(xué)，2010.

[6]章家續(xù)，唐秀，王國剛.某高效汽油機正時蓋板聲學(xué)性能優(yōu)化[J].汽車實用技術(shù)，2023，48（18）：67-71.

[7]楊誠，李慎言，岳川元，等.某款壓縮機嘯叫引起車內(nèi)異響的機理研究[J].聲學(xué)技術(shù)，2019，38（5）：580-584.

[8]吳淼杰.汽車排氣系統(tǒng)動力學(xué)性能分析[D].天津：河北工業(yè)大學(xué)，2022.

[9]王朝軍，姜波，饒利東.汽油機氣缸壓力升高率與燃燒噪聲的關(guān)系研究[C]//中國汽車工程學(xué)會.2009中國汽車工程學(xué)會年會論文集.北京：機械工業(yè)出版社，2009.

[10]何悅波，崔國旭，劉海，等.最大壓力升高率對TGDI汽油機聲品質(zhì)的影響[J].內(nèi)燃機學(xué)報，2021，39（6）：546-553.

Analysis and optimization on vibration and noise of

a gasoline engine body

ZHANG Baoping，LI Kai， GUO Yu，WANG Zhuo， LU Jianhua，LIU Longjun

Anhui Jianghuai Automobile Group Co.， Ltd.， Hefei 230601， China

Abstract：To solve the problem of large vibration of a gasoline engine， noise vibration harshness（NVH） tests are conducted to analyze and determine the causes of large vibration of the engine body. The effects of cylinder modal improvement and combustion optimization on reducing engine vibration noise are studied， and special tests are designed for comparative verification. The results of engine NVH performance testing and acoustic camera testing indicate that the reason for the high vibration of the engine body is due to the weak engine structure and high combustion excitation. After installing the crankcase reinforcement plate， the modal of the cylinder body significantly improved， with a 61.4% increase in the first-order torsional frequency modal and a 5.7% increase in the first-order bending frequency modal. The vibration of the cylinder body skirt decreased significantly. After adding fixing bolts to the sprocket chamber cover， the sum of vibration acceleration admittance decreases from 3.2 g/N to 1.2 g/N， and the risk of component vibration noise under the same excitation conditions is significantly reduced. After combustion optimization， the overall （including accessories） vibration energy of the engine at a specific speed point decreases significantly， but the power and economy of the engine slightly decrease. It is necessary to comprehensively evaluate the impact of combustion optimization on the overall performance of the engine.

Keywords：structural resonance； modal analysis；combustion optimization； pressure rise rate

（責(zé)任編輯：臧發(fā)業(yè)）