楊文英， 郝志勇， 鄭 旭， 張慶輝， 李亞南

(浙江大學能源工程學院 杭州，310027)

引 言

隨著乘用車發(fā)動機振動噪聲(noise vibration and harshness，簡稱NVH)水平的不斷提高，汽車整體噪聲水平得到有效降低，NVH研究也逐漸從降低噪聲階段向提升聲品質階段過渡，其中異響問題便是汽車聲品質研究中最普遍也是最棘手的問題之一[1]。

動力總成常見的機械異響主要有曲軸主軸承響、連桿軸承響、活塞銷響、活塞敲缸響、氣門響、挺桿響和齒輪嘯叫等。而動力總成噪聲信號是由一系列頻率、幅值差別較大的瞬態(tài)響應組成，成分復雜，是一種典型的時變非平穩(wěn)信號，因而其異響診斷需要借助時頻分析手段進行。針對時頻分析在動力總成NVH問題上的應用，鄭旭[2]利用廣義自適應S變換研究了內燃機各種機械激勵及燃燒激勵引起的振動噪聲成分的分離。臧玉萍等[3]利用小波變換技術對發(fā)動機主軸承異響進行了診斷研究。王紫璇等[4]利用重分配平滑偽Wigner-Ville分布分析了發(fā)動機單缸熄火后的振動信號特征。目前動力總成的異響問題研究一般基于發(fā)動機臺架測試，而不少異響是在動力總成裝配在整車上之后才凸顯出來，由于多數(shù)整車異響工況是在發(fā)動機臺架上無法模擬的，因而動力總成導致的整車異響問題研究相對較少。

關于曲軸扭振的研究，之前的方向主要是為了計算曲軸的最大扭轉位移，以預測出最大的扭轉應力而滿足可靠性的要求。早在1916年德國工程師蓋格爾(Geiger)就發(fā)明了機械式蓋格爾扭振測量儀[5]，之后相繼產生了霍爾茲法、傳遞矩陣法[6]、消阻法[7]以及動態(tài)剛度矩陣法[8-10]來分析計算曲軸的扭轉振動。20世紀80年代后期，隨著計算機技術的發(fā)展，各種有限元分析軟件相繼應用在曲軸扭振計算領域中，基于軸系可靠性而進行的扭振減振設計已經十分成熟。近年來，由于低噪聲的需要，曲軸的扭振減振設計除滿足可靠性需求外還應滿足低噪聲需求，然而國內外學者針對軸系扭轉振動與噪聲輻射關系的研究較少。

針對目前國內主流渦輪增壓車型在加速過程特定轉速下，普遍出現(xiàn)的間斷性的異響問題，筆者以某2.0T車型為研究對象，提出了車內異響機理的診斷流程，并依此流程對異響的診斷與優(yōu)化進行了系統(tǒng)的研究，最終成功提出了有效可行的優(yōu)化方案。

1 異響問題診斷流程及分析方法

1.1 一般整車異響問題排查流程

異響問題的排查試驗不同于普通的車輛NVH性能試驗，測試人員的主觀評價是十分重要的判斷依據(jù)，結合客觀測試數(shù)據(jù)分析，能夠有效地縮小排查范圍，提高異響診斷與解決的效率。圖1為一般整車異響問題分類。

圖1 整車異響分類Fig.1 Classification of vehicle abnormal noise

如圖 1所示，整車內檢測到的異響發(fā)生后，首先通過簡單的聲振測試對異響發(fā)生的條件以及基本聲學特性進行摸底；然后通過動力總成臺架測試或者切斷傳遞路徑測試進行初步診斷，判斷異響是源自動力總成的還是車身；最后通過聲強測試判斷異響屬于局部異響還是整體異響?；诼晱姕y試結論基本可以指導進一步的故障診斷或者結構優(yōu)化。

1.2 廣義自適應S變換

針對異響問題診斷過程中涉及的各類時變非平穩(wěn)信號，本研究將采用廣義自適應S變換(adaptive generalized S transformation ，簡稱AGST)的方法[2]在Matlab中進行時頻處理。對于一個平方可積的信號，其S變換為

(1)

其中：f為頻率；w(t,f)為高斯窗函數(shù)，其標準差為

σ(f)=1/|f|

(2)

引入調整參數(shù)m對σ(f)稍作改進

(3)

此時通過調整m的大小就可以改變窗寬，進而改善時頻分辨率。m的取值范圍為(0.6,1]，m過小則窗寬過大，時間分辨率較差；m大于1時窗寬太小，僅適用于瞬態(tài)脈沖信號的分析。由此，廣義S變換GST可以定義為

(4)

最后，計算局部能量集中程度并使之最小，從而確定最優(yōu)的m值，記為mopt(f)，此時AGST可以表示為

AGSTx(t,f)=GSTx(t,f,mopt(f))

(5)

AGST能夠針對不同類型的信號自適應地調整窗的寬度，使得結果在低頻和高頻都具有較高的時頻分辨率。

2 異響診斷實驗

2.1 初始聲音及振動測試

為了解異響的發(fā)生轉速及時頻特性，在轉轂半消聲室內分別對動力總成及車廂內測點進行加速條件下聲音與振動信號測試。測試工況為D擋全負荷加速，其中測點布置如圖 2所示。

圖2 麥克風及振動測點布置Fig.2 Layout of the microphones and vibration transducers

通過對車廂內聲學數(shù)據(jù)進行時頻分析與濾波回放，確認異響所處頻段為320～470 Hz，參照圖3(d)中轉速曲線可知,異響發(fā)生轉速在2 000 r/min以上,如圖3(a)所示。對比圖3(a)與圖3(b)振動信號可知：在發(fā)動機靠下位置測點，如下缸體、油底殼等，能夠檢測到清晰的320～470 Hz共振帶；而在發(fā)動機靠上位置測點，如氣缸蓋罩、正時罩頂端等，則在320～470 Hz范圍內無明顯峰值。

由圖3(a)(c)可以看出，動力總成上的振動與車內異響在320～470 Hz頻段內具有十分相似的時頻特性，異響源自動力總成。

圖3 振動噪聲時頻圖及轉速曲線Fig.3 Time-frequency results of vibration and noise and the speed curve

2.2 機艙內聲強測試

源自動力總成的異響大致可分為兩種：局部結構的共振引起的局部噪聲；燃燒噪聲或者軸系振動引起的整體擴散式噪聲。由于機艙內存在一定的混響效果，需采用聲強法對聲源進行判斷。聲強具有明確的指向性，在干擾較大的聲場中依然有很好的噪聲源識別效果。聲強測試所使用設備為 Brüel & Kjr 3599 型聲強探頭，4197 型傳聲器以及3560C 型數(shù)據(jù)采集前端，采用的方法為雙傳聲器 p-p 法[11]，將測得的信號由時域轉換到頻域，以其互譜的虛部就可以得到聲強。進行聲強測試時工況為P擋加速工況，測點分布在動力總成排氣側、底面、輸出端以及頂端若干位置。試驗在半消聲室內進行，其中排氣側3個測點位置及聲強結果如圖4所示。

圖4 排氣側聲強測試結果Fig.4 Sound intensity test results at the exhaust side

1號點聲強結果顯示，發(fā)動機排氣側噪聲在320～470 Hz頻段內存在明顯峰值，方向自發(fā)動機本體向外輻射；2，3號點聲強結果表明，液力變矩器外殼體以及變速箱殼體噪聲在320～470 Hz頻段無明顯共振帶，相對幅值較小甚至出現(xiàn)負值，意味著該處320～470 Hz頻段內噪聲傳播方向是由外圍指向殼體。動力總成其他端面聲強結果也遵循同樣規(guī)律，因而異響源由動力總成縮小至發(fā)動機，且根據(jù)異響類型為整體式擴散噪聲。

2.3 缸內燃燒測試

燃燒噪聲可以看作燃燒過程中燃燒室內產生的壓力波動經過內燃機結構衰減為外表面的結構振動而輻射出去的全部噪聲，把燃燒噪聲與氣缸壓力的比值定義為內燃機燃燒噪聲的傳遞函數(shù)。燃燒噪聲識別的前提條件為：在轉速等其他工況不變的條件下，合適改變點火(噴油)提前角，機械噪聲是沒有變化的；內燃機的燃燒噪聲與氣缸壓力的比值，即內燃機傳遞函數(shù)，不隨轉速、負荷及點火(噴油)提前角等因素變化，僅由內燃機本身的結構決定。基于如上的假設，調整點火角前后內燃機噪聲的差異可認為完全由缸內燃燒變化引起，比較兩種狀態(tài)下異響頻段內的缸壓與噪聲信號的變化規(guī)律，即可得到燃燒噪聲對異響的影響[12]。

首先，利用KISTLER缸壓傳感器對原狀態(tài)加速工況下四缸缸壓進行測試。比較原狀態(tài)下四缸缸壓時頻圖可知，四缸燃燒均勻且在320～470 Hz異響頻段內無異常，時域上的缸壓曲線同樣不存在異常。進而將點火提前角提前3°進行測試，噪聲信號顯示異響出現(xiàn)一定程度加劇。缸壓時頻圖顯示點火角提前，320～470 Hz頻段內缸壓激勵變大，導致320～470 Hz內的燃燒噪聲成分增加，異響頻帶內的整體噪聲也因此加劇。原狀態(tài)以及點火提前角提前3°后的缸壓時頻圖及車內噪聲對比如圖 5所示。

圖5 缸壓及噪聲時頻圖Fig.5 Time-frequency results of the noise and cylinder pressure

燃燒測試結果表明，燃燒不是產生異響的直接原因，但320～470 Hz范圍內缸壓成分的增加會導致異響的惡化。由于整機上能夠激勵起整體擴散式異響的聲源基本為燃燒或軸系振動兩類，排除了燃燒引起異響的可能性之后，結合之前發(fā)動機靠下位置測點異響頻帶共振明顯而靠上位置不明顯的現(xiàn)象，懷疑異響是由曲軸軸系振動導致。

3 軸系扭振對車內加速異響的影響

3.1 阻尼減振器工作原理

根據(jù)試驗的診斷結果，軸系扭振為引起異響的首要懷疑對象，而調節(jié)軸系扭振的最直接的方法便是對TVD進行改進。在曲軸軸系扭振減振分析中，可以將曲軸軸系簡化為單質量扭擺當量系統(tǒng)，加上扭振減振器組成簡化的雙扭擺模型，如圖 6所示。

圖6 曲軸軸系雙扭擺模型Fig.6 Dual torsional pendulum model of the crankshaft system

圖中：下標g為代曲軸參數(shù)；下標D為吸振器參數(shù)；I為旋轉慣量；C為阻尼；k為剛度。

根據(jù)達朗貝爾原理，可得出其運動方程式為

(6)

(7)

其中：φ為扭角；M為質量。

通過求解上式可得曲軸扭角值為

(8)

根據(jù)式(8)，可知TVD對曲軸扭振的減振效果主要取決于阻尼系數(shù)以及輪環(huán)的慣量大小[13-14]。通過調整兩個參數(shù)之間的組合，可以得到較為理想的扭振減振效果。

3.2 扭振測試結果及分析

首先，為了解軸系的扭振特性，進行裝配不同TVD條件下的軸系扭振測試，TVD工作頻率分別為329, 398及470 Hz，輪環(huán)轉動慣量為1.32 kg·m2×10-3，其中398 Hz TVD為原裝TVD。其中8諧次扭角值結果如圖 7所示。

圖7 三款TVD 8諧次扭角對比Fig.7 8th order torsional angle comparison among the three TVDs

以8諧次扭角結果為例，對比原狀態(tài)398 Hz TVD，329 Hz TVD主要諧次扭角幅值略有減小，而470 Hz TVD扭角明顯增大，其他主諧次扭角遵循同樣規(guī)律。各TVD相同諧次的扭振峰值均產生在近似的轉速下，換算得到的各諧次扭角峰值對應頻率也都在375 Hz左右，表明軸系的一階扭轉模態(tài)頻率約為375 Hz，處于異響頻段內。三款工作頻率相差較大而慣量相同的TVD并未使軸系模態(tài)頻率產生較大變化。

扭振測試同時檢測了車內駕駛員右耳噪聲，原狀態(tài)扭振及車內噪聲結果如圖 8所示。

圖8 398 Hz TVD時頻圖Fig.8 Time-frequency results of the 398 Hz TVD

對比扭振及噪聲信號結果，可見二者在320～470 Hz頻段均存在共振帶，頻率范圍基本一致，且異響出現(xiàn)時刻與扭振峰值出現(xiàn)時刻也十分接近，可以得出異響是由曲軸軸系扭振引起的結論。其余兩款TVD也未能起到消除異響的效果原因是：工作頻率未能與曲軸一階扭轉頻率對應；外環(huán)慣量較小，耗散功率低，沒能達到理想的減振效果。

3.3 大慣量TVD條件下曲軸軸系扭振仿真計算

為指導進一步的異響優(yōu)化工作，對裝配不同TVD條件下的曲軸軸系扭振進行了仿真計算。將輪環(huán)慣量設置為0.002 32 kg·m2，調整橡膠剛度使其工作頻率落在270～430 Hz內，每間隔20 Hz設計一TVD。仿真借助AVL EXCITE軟件designer模塊進行，模型如圖9所示。

圖9 曲軸當量化模型Fig.9 Equivalent model of the crankshaft

仿真所得裝配不同工作頻率TVD條件下軸系扭振總值如圖 10所示。

圖10 裝配不同設計頻率TVD的軸系扭振仿真結果Fig.10 Torsional simulation results of the crankshaft with different TVDs

由圖 10可知扭振振幅存在兩個峰值：一個在3 400～3 600 r/min，一個在4 500～5 200 r/min范圍內，分別對應軸系的前兩階扭轉模態(tài)。其中，前者對應轉速隨TVD工作頻率減小偏移較少，幅值呈現(xiàn)先減小后增大趨勢；后者對應轉速雖然隨TVD工作頻率變化偏移較大，但幅值基本不變。前期測試表明異響自2 000 r/min便開始出現(xiàn)，而二階扭轉模態(tài)對應轉速出現(xiàn)在高轉速段，可斷定一階扭轉模態(tài)為導致異響的模態(tài)。根據(jù)對應一階扭轉模態(tài)的扭角峰值的變化趨勢，可以看出工作頻率為350 Hz的TVD是最為理想的減振器。

3.4 優(yōu)化方案

依照仿真結果對扭振減振器進行改進，將輪環(huán)慣量加大并改變橡膠剛度使其工作頻率為350 Hz，改進后TVD與原裝TVD設計對比如圖11所示。

圖11 兩款TVD結構對比圖Fig.11 Comparison between two TVDs

將改進后TVD進行裝車測試，測試工況為加速工況，車內噪聲結果如圖12所示。

圖12 裝配改進TVD后車內噪聲Fig.12 Interior noise with optimized TVD

對比原狀態(tài)以及裝配優(yōu)化TVD后車內噪聲結果，由圖12黑方框子可見，320～470 Hz頻段內噪聲幅值衰減明顯，共振帶消除，主觀評價“咕?！币舢愴懴?，印證了有曲軸軸系扭振引起異響的猜想。

4 結束語

本研究針對某2.0T轎車在加速工況中出現(xiàn)的320～470 Hz頻段內異響進行了診斷與優(yōu)化，依照車內異響診斷流程對該異響問題進行逐步排查，確定異響是源自動力總成的整體擴散式異響；進一步作燃燒測試，結果表明異響并非燃燒噪聲；結合振動信號結果推測異響源自軸系振動。裝配小慣量TVD軸系扭振測試表明異響與扭振峰值在時頻特性上具有很高的相似性，原裝及測試的共計三款TVD與軸系一階扭轉模態(tài)頻率并不對應且慣量較低，沒能起到良好的減振效果，異響由軸系扭振引起。對裝配9款不同工作頻率的大慣量TVD條件下的軸系分別進行扭振仿真計算，發(fā)現(xiàn)針對一階扭轉模態(tài)，350 Hz的TVD具有最優(yōu)的減振效果；進而對設計優(yōu)化后的TVD進行裝車試驗，異響頻帶幅值衰減明顯，主觀評價“咕?！币粝?。

[1] 龐劍，諶剛，何華. 汽車車身噪聲與振動控制[M]. 北京: 北京理工大學出版社，2006：11-12.

[2] 鄭旭. 車輛與內燃機振聲信號盲分離及噪聲源識別的研究[D].杭州：浙江大學，2012.

[3] 臧玉萍，張德江，王維正.基于小波變換技術的發(fā)動機異響故障診斷[J].機械工程學報，2009，45(6)：239-245.

Zang Yuping, Zhang Dejiang, Wang Weizheng. Fault diagnosis of engine abnormal sound based on wavelet transform technique[J]. Journal of Mechanical Engineering, 2009, 45(6):239-245.(in Chinese)

[4] 王紫璇，陳大明. 發(fā)動機單缸熄火時振動信號特征的時頻分析[J]. 噪聲與振動控制，2012(1)：141-144.

Wang Zixuan, Chen Daming. Time-frequency analysis of the characteristic of vibration signal of the engine with one cylinder flaming out[J]. Noise and Vibration Control, 2012(1):141-144.( in Chinese)

[5] 呂興才.內燃機軸系扭轉/彎曲/縱向振動的研究與控制[D].天津：天津大學，2001.

[6] Doughty S, Vafaee G. Transfer matrix eigensolutions for damped torsional system[J]. ASME Journal of Vibration, Acoustics, Stress, and Reliability in Design,1985, 107: 128-132.

[7] Nagamatsu A. Vibration analysis of engine parts used reduced impedance methods[J]. Bulletin of Japan Society of Mechanical Engineers, 2008, 48(433)：1380-1388.

[8] Okamura H, Shinno A, Yamanaka T, et al. Simple modeling and analysis for crankshaft three-dimensional vibrations, part 1: background and application to free vibration[J]. Journal of Vibration & Acoustics, 1995, 117(1):70-79.

[9] Morita T, Okamura H, Morita T, et al. Simple modeling and analysis for crankshaft three-dimensional vibrations, part 2: application to an operating engine crankshaft[J]. Journal of Vibration & Acoustics, 1995, 117(1):80-86.

[10] 李國鴻，李飛行. STFT在航空發(fā)動機振動信號處理中的應用[J].測控技術，2013，4：45-49.

Li Guohong, Li Feixing. Application of stft in the field of aero-engine vibration signal processing[J]. Measurement & Control Technology, 2013，4：45-49. ( in Chinese)

[11] 蔣孝煜，連小珉. 聲強技術及其在汽車工程中的應用[M]. 北京: 清華大學出版社，2001：49-50.

[12] 王攀，鄧兆祥，劉永超,等. 內燃機機械噪聲和燃燒噪聲的識別分離[J]. 重慶大學學報，2010，33(5)：16-21.

Wang Pan, Deng Zhaoxiang, Liu Yongchao et al. Identification of combustion noise and mechanical noise in internal combustion engine[J]. Journal of Chongqing University,2010,33(5):16-21.( in Chinese)

[13] 王振侃，許敏，徐宏昌，等.2.0L汽油機曲軸扭轉減振器匹配研究[C]∥2008年中國汽車工程學會年會論文集. 北京：機械工業(yè)出版社,2008：155-158.

[14] 上官文斌，張飛，唐亮.雙級串聯(lián)式扭振減振器特性及其固有頻率測試[J].振動、測試與診斷，2013，33(1)：49-52.

Shangguan Wenbin, Zhang Fei,Tang Liang. Performances of rubber-damped torsional vibration absorbers withtwo serial-inertia rings and measurement of natural frequencies[J]. Journal of Vibration, Measurement & Diagnosis, 2013, 33(1):49-52.( in Chinese)