程志偉

（華南理工大學，廣東廣州510604）

0 引 言

發(fā)動機前端的零部件比較多，根據(jù)系統(tǒng)結(jié)構劃分有：配氣機構、正時鏈條系統(tǒng)、附件皮帶以及曲軸和潤滑系統(tǒng)。由于發(fā)動機表面的正時罩、缸蓋罩、油底殼等都是薄壁件，這些薄壁件的表面很容易輻射出動力機構工作時因結(jié)構振動產(chǎn)生的噪聲。噪聲產(chǎn)生的原因除了激勵源本身外，還與發(fā)聲或傳聲介質(zhì)表面設計的結(jié)構型態(tài)和約束條件密切相關，發(fā)動機前端的正時罩為表面面積最大的薄壁件結(jié)構之一，這種結(jié)構極易輻射噪聲，正時罩是發(fā)動機前端鏈驅(qū)動系統(tǒng)異響的主要噪聲輻射源；通過提高結(jié)構動剛度，可以降低殼體的表面振動，從而改善振動-噪聲傳遞[1]。而正時罩內(nèi)部的正時鏈條系統(tǒng)工作時，鏈條和鏈輪產(chǎn)生嚙合作用也是發(fā)動機前端主要的噪聲源。目前，在汽車發(fā)動機采用的套筒鏈、滾子鏈、齒形鏈三種鏈條當中，孫威等的觀點是采用齒形鏈可以有效改善鏈傳動噪聲[2]，但他們僅單獨對鏈系統(tǒng)進行激勵分析，研究其傳動過程中噪聲的影響。附件皮帶則屬于汽車發(fā)動機前端附件驅(qū)動系統(tǒng) (Front End Accessory Drive，F(xiàn)EAD)中的重要組成部分，驅(qū)動多個附件輪，但FEAD的激勵源主要是發(fā)動機曲軸的扭轉(zhuǎn)振動。Cepona等測試研究了附件皮帶張力、附件輪轉(zhuǎn)速及皮帶與附件輪之間摩擦等的影響[3]，但沒有研究激振頻率及幅值與皮帶動態(tài)特性的關系。

本文分別討論了怠速和加速兩種工況下的發(fā)動機前端異響的診斷和改善方法。對于怠速工況下的異響問題，采用消去法查找到發(fā)生異響的附件皮帶的具體帶段部位，并且通過皮帶在不同張力狀態(tài)下的測試以及計算分析，診斷出異響發(fā)生的頻率范圍。而對于加速工況下的異響問題，主要從噪聲傳遞路徑和噪聲激勵源兩方面綜合做了診斷分析和改善工作，即前端鏈驅(qū)動系統(tǒng)工作時因動態(tài)激勵產(chǎn)生振動，然后傳遞到正時罩、缸蓋罩等殼體表面，這些薄壁件結(jié)構因振動輻射而產(chǎn)生的噪聲再傳至車內(nèi)外；為了找出差異和差距，通過仔細對比不同廠家的正時罩和正時鏈結(jié)構特點及發(fā)聲機理，并在此基礎上，對正時罩和正時鏈做了結(jié)構修改和測試驗證；分別比較了正時罩的動剛度和正時鏈的階次噪聲數(shù)值，最后裝機之后的試驗結(jié)果表明，加速工況下的發(fā)動機前端異響得到了較明顯的改善。上述對發(fā)動機前端異響改善的工程意義在于提高了產(chǎn)品投放市場的商品性能。

1 怠速工況下的噪聲

1.1 發(fā)動機前端異響的診斷方法

為了在設計開發(fā)初期就能把握噪聲振動性能，避免后期過多不必要的設計變更，管控好產(chǎn)品投放市場的周期節(jié)點，對發(fā)動機整機的噪聲振動控制應在臺架狀態(tài)即展開。如圖1所示，發(fā)動機點火啟動運轉(zhuǎn)后，主觀評價認為怠速工況下一直存在著比較明顯異響；而在定量測試過程中，經(jīng)過診斷分析得出，怠速工況下發(fā)動機各個方向在700 Hz頻率附近存在明顯的噪聲峰值，特別是發(fā)動機的頂部和前端兩個方向最為明顯，這種情況嚴重影響了怠速工況下的噪聲品質(zhì)。

圖1 整機臺架狀態(tài)發(fā)動機前端噪聲測試Fig.1 Engine front-end noise measurement on full engine test bench

為了進一步查找異響的具體部位，首先開展了聲源識別工作，對發(fā)動機前端附件皮帶系統(tǒng)的各個部位進行逐一排查。圖2為發(fā)動機前端驅(qū)動系統(tǒng)的皮帶輪和皮帶的繞行方式示意圖。相鄰兩個皮帶輪之間為一個帶段：圖2中①為曲軸皮帶輪和空調(diào)壓縮機之間的帶段；②為空調(diào)壓縮機到水泵之間的帶段，③為水泵到發(fā)電機之間的帶段；④為發(fā)電機皮帶輪與水泵皮帶輪之間為的帶段；⑤為張緊輪到曲軸皮帶輪之間的帶段，共有5個帶段。

為了詳細診斷出聲源部位，還需要對聲音的頻率進行分析。發(fā)動機前端附件驅(qū)動系統(tǒng)頻率的計算公式為[4]

式中：f為頻率(Hz)；s為帶段長度(mm)；T為張緊力(N)；M為線密度(g.mm-1)；W為皮帶寬度(mm)。

根據(jù)式(1)計算得出各帶段的噪聲頻率f(Hz)，如表1所示。

表1 發(fā)動機前端附件皮帶的各個帶段在靜態(tài)下的噪聲頻率計算結(jié)果Table 1 Frequency calculation results of different sections of the accessory belt at engine front end in static state

表1中的計算結(jié)果為附件皮帶系統(tǒng)在靜態(tài)也就是不工作的情況下各個帶輪之間的頻率。實際上，帶輪和皮帶在工作過程中，由于摩擦、溫度、受力等作用[5]，皮帶的張緊力變得比靜態(tài)時大，用測力計可測量得出；由此根據(jù)測量結(jié)果和公式(1)計算，實際工作時各個皮帶段之間的頻率比表1中的值大一些，例如，在5個帶段當中，帶段⑤即張緊輪到曲軸皮帶輪之間的帶段頻率接近700Hz，故推測發(fā)動機前端異響的噪聲來源部位可能在帶段⑤。

1.2 怠速工況前端異響的原因分析

根據(jù)以上分析，接下來可以考慮通過調(diào)節(jié)皮帶的張緊力來改變頻率，從而避開共振頻率，進而減輕或消除怠速工況下發(fā)動機前端的異響，整機臺架在怠速狀態(tài)發(fā)動機前端噪聲頻譜如圖3所示。附件皮帶四種狀態(tài)下發(fā)動機前端近場約700 Hz附近的噪聲峰值如表2所示。

由圖3和表2可以看出，減小張緊輪到曲軸皮帶輪之間的皮帶張緊力后，700Hz附近頻率對應的噪聲峰值明顯降低；但是若增大該帶段的張緊力，該峰值重新出現(xiàn)。而拆除附件皮帶之后，700Hz附近的噪聲峰值完全消失；由此證明該異響是由附件皮帶產(chǎn)生，且與皮帶張緊力的關系極為密切，如圖2中箭頭指向，故推定張緊輪到曲軸皮帶輪之間的皮帶帶段⑤在傳動過程中與帶輪相互作用產(chǎn)生了異響。

圖3 整機臺架在怠速狀態(tài)發(fā)動機前端噪聲頻譜Fig.3 Noise spectrum at the front-end of full engine test bench in the idle state

表2 附件皮帶四種狀態(tài)下發(fā)動機前端近場約700 Hz附近的噪聲峰值Table 2 Engine front-end accessory belt at the four different state of the engine front-end near field noise peak values at about 700 Hz accessory belt's various sections at static state

2 加速工況下的輻射噪聲

2.1 發(fā)動機前端部件的結(jié)構特性分析

發(fā)動機整機設計開發(fā)主要分為三個階段，相應地，整機樣件的加工和制造依次為計算機數(shù)值控制件(Computerized Numerical Control，CNC)、軟模件、硬模件等三種試制樣件。而噪聲振動性能開發(fā)工作伴隨上述三個階段，在 CNC樣件制作之前，亦即概念設計早期，對市場競爭對手的發(fā)動機(一般稱之為競品樣件)做了整機拆解、記錄和整理分析工作。

如圖4為設計初期的發(fā)動機試制樣件與競品樣件發(fā)動機的正時罩內(nèi)部結(jié)構對比，相對于圖4(a)設計初期的正時罩，從圖4(b)和圖4(c)兩個正時罩競品樣件可以看出，競品樣件發(fā)動機的正時罩表面有很多三角形或梯形等不規(guī)則形狀的加強筋，且筋的數(shù)量較多，筋的深度都較大，整體上加強筋的分布也很密集，正時罩各個局部表面不是平面、而是呈凹凸不平的狀態(tài)廣泛分布在整個結(jié)構表面，避免了大面積平面的結(jié)構設計特點。這種設計理念既保證了部件結(jié)構強度上滿足可靠性要求，同時也提高了剛度，能夠減少大面積的噪聲輻射。但是，在設計初期階段的發(fā)動機正時罩結(jié)構的表面卻有很多大的平面，盡管考慮到了增加加強筋，可是相對于整個表面還是偏少，且加強筋的深度也不夠。

圖4 設計初期的正時罩和兩個競品樣件的內(nèi)部結(jié)構Fig.4 The timing cover in the early design stage and the internal structures of the prototypes of two competing products

實測了怠速工況下的噪聲性能之后，再考察發(fā)動機在加速工況下的噪聲性能。圖5為試驗測得的加速工況下發(fā)動機前端的噪聲頻譜圖，在約1000～1500 Hz范圍內(nèi)的低轉(zhuǎn)速工況下有比較寬的共振噪聲帶。由于這個測點靠近發(fā)動機正時側(cè)，經(jīng)初步分析認為，可能的原因是正時罩表面輻射的噪聲貢獻偏大。

圖5 發(fā)動機設計初期加速工況下前端噪聲Fig.5 The noise colormap at engine front-end in the accelerated state for the engine at early design stage

為了證實上述判斷，建立了整機有限元計算模型，包含油底殼、缸體、缸蓋，缸蓋罩、凸輪軸、正時罩、進氣歧管，發(fā)動機機懸置支架等。然后在正時罩表面取若干個點進行頻響計算，對所得計算結(jié)果進行篩選，分析得出了1360 Hz的側(cè)向(發(fā)動機前端)彎曲模態(tài)振型圖，如圖6所示。模擬計算的頻響峰值頻率與發(fā)動機前端也就是正時罩側(cè)的噪聲共振頻率值非常吻合。由此認為，這個模態(tài)很可能就是正時罩共振噪聲的主要貢獻模態(tài)。

圖6 正時罩改進前在1360 Hz的模態(tài)仿真計算結(jié)果Fig.6 Modal simulation results of timing cover at 1360 Hz before improvement

2.2 發(fā)動機前端部件的結(jié)構振動測試

進一步通過實物頻響驗證，根據(jù)振動加速度-力傳遞函數(shù)試驗和對比結(jié)果[1]，如圖7所示。測試結(jié)果表明，發(fā)動機正時罩中部在1300 Hz附近的動剛度有一個較大的谷值，只有不到 2kN.mm-1，非常低；而競品樣件機型的正時罩在 0～3200 Hz整個頻帶的動剛度都大于10 kN.mm-1，并且動剛度曲線在幾乎所有頻帶分布非常平穩(wěn)，沒有較大的峰值和谷值。頻率響應試驗結(jié)果證明，設計初期發(fā)動機前端測點在加速工況下，如圖5中出現(xiàn)共振噪聲的頻率在1300 Hz附近；而圖7中正時罩的側(cè)向動剛度在1300 Hz附近偏小，圖7和圖5的結(jié)果相互吻合。與前述兩個競品樣件發(fā)動機的正時罩樣件比較，這說明設計初期的發(fā)動機正時罩在結(jié)構設計上并沒有很好地控制其模態(tài)頻率和動剛度，故未能控制好結(jié)構振動響應，所以出現(xiàn)了發(fā)動機前端噪聲輻射較大的問題。

圖7 正時罩改進前后的側(cè)向動剛度曲線Fig.7 Lateral dynamic stiffness curves of timing cover before and after improvement

綜合仿真計算和試驗測量的頻率響應及動剛度數(shù)值，確定了以競品樣件機型的正時罩部品為重要參考目標。經(jīng)過反復對比計算，一方面在正時罩內(nèi)部增加加強筋的高度和數(shù)量，同時在正時罩蓋與缸體接觸部位增加了阻尼層；另一方面在正時罩的上端中部與進排氣凸輪軸鏈輪之間部位增加螺栓，加強約束作用。前者提高了隔振效果，使正時罩結(jié)構表面受到激勵產(chǎn)生振動傳遞的噪聲傳播更平順，阻尼材料層能夠較好地衰減振動；后者則加強了靠近激勵源即鏈輪部位結(jié)構的局部剛性，兩方面從整體上提高了結(jié)構動剛度及其頻率。如圖8所示，兩個方案的改善效果使模態(tài)頻率提高了約300 Hz，動剛度值也提高到了優(yōu)于競品樣件正時罩的水平。

圖8 正時罩改進后在1680 Hz的模態(tài)仿真計算結(jié)果Fig.8 Modal simulation results of timing cover at 1680 Hz after improvement

3 加速工況下的階次噪聲

3.1 發(fā)動機前端部件的結(jié)構特性分析

如前所述，在改善了因正時罩部位的局部結(jié)構共振引起的比較強烈的噪聲之后，主觀感受仍然還可以聽到發(fā)動機前端存在類似“噠噠噠”有節(jié)奏的異響，而且這種響聲在消除了之前的共振噪聲之后更加突出，發(fā)動機噪聲評價者也一致認為無法接受。仔細分析測試結(jié)果，還發(fā)現(xiàn)了發(fā)動機正時系統(tǒng)加速工況下的21階噪聲在3700r.min-1附近、42階噪聲在 1900r.min-1附近存在較大的噪聲峰值，如圖9所示。因為曲軸鏈輪和凸輪軸鏈輪的齒數(shù)分別為21和42，所以，階次噪聲峰值問題很可能與鏈輪齒數(shù)相關聯(lián)：正時鏈條與鏈輪在工作時產(chǎn)生嚙合沖擊、扭矩和速度波動，這種激勵與發(fā)動機前端正時罩的振動響應相互作用，而前期正時罩的動剛度又偏低，故容易受到激勵而產(chǎn)生跟驅(qū)動轉(zhuǎn)速及鏈輪齒數(shù)相關的階次噪聲。

圖9 發(fā)動機總噪聲和21階及42階噪聲曲線Fig.9 Engine overall noise and the 21th and 42th order noise curves

然而，在發(fā)動機設計開發(fā)的初期階段，也對套筒鏈和齒形鏈兩種鏈條做了詳細預案和裝機之后的試驗對比。如圖10所示，齒形鏈俗稱靜音鏈，跟套筒鏈在動力學性能上存在一定的差異：齒形鏈是通過工作鏈板與鏈輪齒的漸開線齒形進行連續(xù)滑移嚙合傳動，相比于套筒鏈的無滑移沖擊嚙合，總體上具有較好的抗振動沖擊性能。

圖10 套筒鏈和齒形鏈Fig.10 Socket chain and tooth chain

3.2 發(fā)動機前端鏈系統(tǒng)結(jié)構改善效果的驗證

為了驗證兩種前端鏈驅(qū)動系統(tǒng)對噪聲的影響，在同一臺發(fā)動機上分別進行了套筒鏈和齒形鏈的裝機試驗。如圖11所示，實測表明：對于正時鏈條階次近場噪聲的影響，齒形鏈與套筒鏈相比有顯著的優(yōu)勢，在整個轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)幾乎沒有明顯的噪聲峰值。

圖11 安裝套筒鏈和齒形鏈狀態(tài)的發(fā)動機前端噪聲曲線Fig.11 Noise curves at engine front-end for socket chain and tooth chain installed respectively

綜合兩個改善方案，一方面加強正時罩的結(jié)構設計，然后重新制作新的樣件，驗證頻率響應和怠速、加速噪聲的改善效果；另一方面采取齒形鏈系統(tǒng)設計新方案替換套筒鏈方案，裝機后再分別經(jīng)過怠速和加速噪聲檢測。如圖12所示，與正時罩初期設計狀態(tài)對比，發(fā)動機前端測點在1300 Hz附近的共振得到明顯改善；而且對階次噪聲也同樣有很好的抑制效果；這說明改善正時罩的動剛度除了降低發(fā)動機前端輻射噪聲之外，也在一定程度上抑制了正時鏈系統(tǒng)的嚙合階次噪聲，但卻無法徹底根除，故須進一步消除鏈條階次噪聲引起的嘯叫問題。如圖13和圖14，與套筒鏈系統(tǒng)對比，正時鏈條的21階和42階噪聲峰值都下降了10 dB以上，在客觀測試之前還組織了品質(zhì)保證職能部門的相關人員進行主觀評價，一致認為鏈條噪聲難以被察覺，效果較好。客觀測試結(jié)果和主觀評價結(jié)論相互對照，非常吻合。

圖12 發(fā)動機前端改善設計后加速工況下噪聲偽彩圖Fig.12 The noise colormap at engine front-end in the accelerated state after the design being improved

圖13 正時罩結(jié)構優(yōu)化前、后的21階噪聲曲線Fig.13 The 21th order noise curves for the structure of timing cover before and after optimization

圖14 正時罩結(jié)構優(yōu)化前、后的42階噪聲曲線Fig.14 The 42th order noise curves for the structure of timing cover before and after optimization

4 結(jié) 論

針對發(fā)動機前端在怠速和加速兩種工況下存在的異響問題，綜合運用消去法和比較法等試驗方法及模態(tài)計算方法，完成異響的聲源識別及結(jié)構設計優(yōu)化和噪聲控制。改善樣機裝機之后的試驗表明，發(fā)動機前端噪聲接近和達到競品樣件發(fā)動機的噪聲性能指標。主要結(jié)論如下：

(1) 發(fā)動機前端怠速工況下的異響頻率范圍與附件皮帶的激勵頻率有直接關聯(lián)，為了診斷出異響發(fā)生的確切皮帶帶段部位，可以采取消去法這種簡單快捷的辦法來驗證噪聲峰值及頻率變化；

(2) 發(fā)動機前端加速工況下的異響幅值還與正時罩等薄壁件的結(jié)構動剛度密切相關，采用比較法，對比和吸收競品樣件機型的樣件結(jié)構設計特點，即提高正時罩的模態(tài)頻率和剛度，降低其殼體的表面振動；另外，優(yōu)化鏈條和鏈輪的沖擊振動，才能從噪聲激勵源上根本改善發(fā)動機前端正時系統(tǒng)的噪聲。

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