楊 林,劉進(jìn)偉,劉志友,唐 程
(隆鑫通用動(dòng)力股份有限公司,重慶400052)
某排量為300cc的單缸發(fā)動(dòng)機(jī)在方案樣機(jī)階段,怠速(發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為:1 500 rpm)工況下整機(jī)噪聲水平較差,嚴(yán)重影響該機(jī)在市場(chǎng)的競(jìng)爭(zhēng)力。需準(zhǔn)確識(shí)別整機(jī)的主要噪聲源和根本影響因素,對(duì)其進(jìn)行有效設(shè)計(jì)和優(yōu)化,控制主要噪聲源,提升整機(jī)噪聲水平,為提升其它載體的噪聲水平奠定聲學(xué)研究基礎(chǔ)[1]。
摩托車發(fā)動(dòng)機(jī)內(nèi)部產(chǎn)生機(jī)械噪聲的因素很多,噪聲類型多種多樣,因此通過發(fā)動(dòng)機(jī)表面產(chǎn)生的輻射噪聲去識(shí)別噪聲源,需要采用合理的測(cè)試方案。本文使用Microflown Technologies公司的專業(yè)測(cè)試設(shè)備,通過麥克風(fēng)探頭對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)表面進(jìn)行聲強(qiáng)掃描,生成直觀的聲強(qiáng)云圖,判定發(fā)動(dòng)機(jī)各部位的噪聲大小,然后分析頻譜特征,結(jié)合發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)動(dòng)件特征頻率,確定產(chǎn)生主要噪聲的零部件。
對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)行噪聲水平進(jìn)行摸底,該測(cè)試在環(huán)境噪聲為35dB(A)的半消聲室內(nèi)進(jìn)行,測(cè)試方案如圖1所示,麥克風(fēng)距離發(fā)動(dòng)機(jī)1 m,整機(jī)噪聲聲壓級(jí)為71.1 dB(A).
圖1 發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲測(cè)試
采用Microflown聲學(xué)測(cè)試設(shè)備的麥克風(fēng)P-U探頭掃描怠速工況下的發(fā)動(dòng)機(jī)表面,分析U通道數(shù)據(jù),可得到發(fā)動(dòng)機(jī)表面的聲強(qiáng)云圖,如圖2所示。從發(fā)動(dòng)機(jī)表面的聲強(qiáng)云圖中,可得出該發(fā)動(dòng)機(jī)右曲軸箱蓋離合器外側(cè)的輻射噪聲貢獻(xiàn)量最大,該區(qū)域存在的運(yùn)動(dòng)件為:離合器、初級(jí)傳動(dòng)齒輪、軸承等。噪聲貢獻(xiàn)量其次的部位包括氣缸頭右側(cè)中部(鏈條腔外側(cè))、平衡軸系外側(cè)、發(fā)動(dòng)機(jī)底部(主要為發(fā)動(dòng)機(jī)底部輻射噪聲與支架反射造成)。
圖2 發(fā)動(dòng)機(jī)聲強(qiáng)云圖
產(chǎn)生主要噪聲的類型大致為:齒輪嚙合噪聲、軸承撞擊噪聲、離合器膜片摩擦噪聲等,為確定產(chǎn)生主要噪聲的運(yùn)動(dòng)部件,需對(duì)測(cè)試結(jié)果進(jìn)行傅里葉變化分析,獲取噪聲的頻譜特性判斷噪聲源,頻譜特性結(jié)果如圖3所示。
圖3 噪聲頻譜特性
由頻譜特性分析結(jié)果得出該發(fā)動(dòng)機(jī)的主要峰值噪聲為 550 Hz、1 050 Hz、1 650 Hz,這些頻率均為發(fā)動(dòng)機(jī)基頻的高階倍頻。根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)在怠速1 500 rpm工況下各運(yùn)動(dòng)件的運(yùn)轉(zhuǎn)頻率,可確定這三個(gè)主要峰值頻率為初級(jí)傳動(dòng)齒輪(主動(dòng)齒輪的齒數(shù)為22)嚙合的1階頻率、2階頻率、3階頻率。在嚙合的2階頻率1 050 Hz下最大,是由于該發(fā)動(dòng)機(jī)配有平衡軸系統(tǒng),能夠?qū)Πl(fā)動(dòng)機(jī)的1階往復(fù)慣性力進(jìn)行有效平衡,導(dǎo)致齒輪在發(fā)動(dòng)機(jī)2階激勵(lì)頻率下的嚙合噪聲突出。
齒輪嚙合噪聲的產(chǎn)生是由于點(diǎn)火后發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸突然加速,主動(dòng)齒角速度加快,使得主動(dòng)齒撞擊從動(dòng)齒發(fā)出聲音。排氣行程減速時(shí),主動(dòng)齒角速度減慢,若主從齒輪之間存在一定間隙,導(dǎo)致從動(dòng)齒撞擊主動(dòng)齒而發(fā)出聲音。間隙越大,撞擊造成的噪聲越大。因此產(chǎn)生齒輪嚙合噪聲的兩個(gè)要素為:曲軸轉(zhuǎn)速變化、齒隙的存在,其影響原理如下圖4所示。兩大要素中,消除某一要素,撞擊音就消失。
圖4 齒輪噪聲原理
齒輪在嚙合過程中,根據(jù)齒輪撞擊的能量守恒,得出:
在式(1)中,m為質(zhì)量;v為速度;E1為撞擊產(chǎn)生能量;E2為離合器吸收能量。因此,基于齒輪噪聲產(chǎn)生原理,提出以下對(duì)策[2,3]:
(1)主動(dòng)控制:保證燃燒的穩(wěn)定性,增大曲軸的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量,齒隙零處理,提高齒輪精度,增加配對(duì)齒輪齒數(shù)等。
(2)被動(dòng)控制:提高離合器的減振效率,增加吸振裝置等。
因考慮到降低摩托車單缸發(fā)動(dòng)機(jī)的曲軸轉(zhuǎn)速波動(dòng)和減小齒輪的嚙合間隙方案的實(shí)施難度較大,本文提出一種被動(dòng)控制策略方案,通過降低離合器的扭轉(zhuǎn)剛度,提升離合器減振能力[4]。
利用1D動(dòng)力學(xué)仿真分析軟件,對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力-傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行分析。該模型包括曲軸、離合器、變速器、軸承等系統(tǒng),基礎(chǔ)參數(shù)如表1所示,動(dòng)力學(xué)模型如圖5所示。
表1 發(fā)動(dòng)機(jī)總成基本參數(shù)
圖5 動(dòng)力-傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型
該發(fā)動(dòng)機(jī)離合器采用6個(gè)橡膠減振,結(jié)構(gòu)如圖6所示。動(dòng)力學(xué)模型中用剛度和阻尼特性模擬離合器的減振效果,因離合器在工作過程中扭轉(zhuǎn)角度較小,需通過專業(yè)的檢測(cè)設(shè)備測(cè)量其扭轉(zhuǎn)剛度值,其測(cè)試結(jié)果為圖7所示。
圖6 離合器剛度測(cè)試示意圖
圖7 離合器減振特性對(duì)比結(jié)果
表2 離合器基本參數(shù)
離合器在軸系運(yùn)轉(zhuǎn)過程中,因存在彈性減振系統(tǒng),會(huì)在某個(gè)轉(zhuǎn)數(shù))頻率)下發(fā)生共振現(xiàn)象,因此需要分析三種類型離合器-軸系統(tǒng)的固有頻率是否與怠速工況下的激勵(lì)頻率25 Hz相同,分析結(jié)果如圖7所示。得出三種離合器-軸系的固有頻率依次為94 Hz、91 Hz、86 Hz,判定在怠速工況下無扭振問題發(fā)生[5,6]。
對(duì)不同扭轉(zhuǎn)剛度的離合器減振特性進(jìn)行分析,分析結(jié)果如圖7所示,得出原狀態(tài)離合器受到的最大沖擊力矩達(dá)到36.2 N·m;扭轉(zhuǎn)剛度為24.2 N·m/deg的離合器受到28.19 N·m的沖擊力矩;扭轉(zhuǎn)剛度為20.6 N·m/deg的離合器受到19.25 N·m的沖擊力矩。結(jié)果表明,扭轉(zhuǎn)剛度越大,軸系受到的沖擊力矩越大,導(dǎo)致齒輪的撞擊音變大。
綜上分析,將離合器中6個(gè)橡膠的剛度值降低,滿足離合器的扭轉(zhuǎn)剛度為20.6 N·m/deg.
為了驗(yàn)證動(dòng)力學(xué)仿真的準(zhǔn)確性,在與摸底試驗(yàn)相同工況下,進(jìn)行聲強(qiáng)掃描和噪聲測(cè)試試驗(yàn),測(cè)試結(jié)果如圖8、圖9所示。
圖8 發(fā)動(dòng)機(jī)聲強(qiáng)云圖
圖9 噪聲聲壓級(jí)對(duì)比結(jié)果
與圖2的測(cè)試結(jié)果進(jìn)行對(duì)比分析,從噪聲云圖比較可以看出,離合器部位的主要貢獻(xiàn)源噪聲分布發(fā)生了變化,右曲軸箱蓋離合器外側(cè)噪聲減小很明顯,減小3 dB左右。同時(shí)從圖9中可以看出,怠速工況下降噪效果為1.1 dB(A),而3 000 r/m和4 500 r/m工況下,降噪效果更明顯,達(dá)到4.5 dB(A).表明了本次降低離合器扭轉(zhuǎn)剛度方案可行。
通過對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)行聲強(qiáng)掃描和頻譜特性分析,得出噪聲的最大貢獻(xiàn)源;然后對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行仿真分析,得出造成噪聲最大的主要原因;并提出一種被動(dòng)控制策略,降低離合器扭轉(zhuǎn)剛度,提升離合器的減振能力。經(jīng)試驗(yàn)驗(yàn)證,方案效果明顯,在發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲控制分析方面具有一定的指導(dǎo)意義。
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