陳錦霞 崔國(guó)旭 楊征睿 仇 征 崔少春 郝鵬飛

（中國(guó)汽車技術(shù)研究中心有限公司 天津 300300）

引言

隨著人們對(duì)汽車舒適性追求越來越高，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)NVH 的要求也是越來越嚴(yán)格。發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行過程中如果出現(xiàn)異響，會(huì)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)聲品質(zhì)產(chǎn)生很大負(fù)面影響。前端面異響作為發(fā)動(dòng)機(jī)異響一個(gè)主要來源，需要重點(diǎn)關(guān)注，前端面異響包括發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件輪系異響和正時(shí)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(jī)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(shí)系統(tǒng)異響具有定位分析難、優(yōu)化成本高等特點(diǎn)，一般的定位方法為階次分析或者簡(jiǎn)單的頻率計(jì)算，優(yōu)化手段通常為加強(qiáng)密封和隔聲。

正時(shí)皮帶具有噪聲小、傳動(dòng)精確、輕量化的特點(diǎn)，被廣泛運(yùn)用于發(fā)動(dòng)機(jī)正時(shí)傳動(dòng)。但正時(shí)皮帶與齒輪嚙合所產(chǎn)生的噪聲依然是發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)械噪聲的主要噪聲源。正時(shí)罩蓋通常具有壁薄、表面積大、剛度小的特點(diǎn)，當(dāng)噪聲的頻率等于罩蓋的共振頻率時(shí)，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(jìn)行正時(shí)系統(tǒng)異響的排查與分析。

1 問題的提出

發(fā)動(dòng)機(jī)在1 200 r/min 小負(fù)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(jìn)行發(fā)動(dòng)機(jī)臺(tái)架試驗(yàn)，在正時(shí)罩蓋近場(chǎng)5 cm 處布置麥克風(fēng)，在正時(shí)罩蓋上布置振動(dòng)加速度計(jì)，測(cè)試結(jié)果如圖1 和圖2 所示。

圖1 正時(shí)罩蓋近場(chǎng)1 200 r/min 噪聲頻譜

圖2 正時(shí)罩蓋1 200 r/min 振動(dòng)頻譜

由噪聲及振動(dòng)頻譜可以看出，能量在720 Hz 左右較為集中，且噪聲與振動(dòng)上有相同的表征。1 200 r/min 小負(fù)荷工況下，主觀評(píng)測(cè)異響的聲學(xué)能量占所有噪聲的主導(dǎo)，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(cè)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(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真，以找到異響的激勵(lì)源。

2 仿真與分析

分別對(duì)凸輪軸、曲軸、正時(shí)皮帶進(jìn)行動(dòng)力學(xué)建模，進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析，計(jì)算出皮帶的動(dòng)態(tài)力結(jié)果。并進(jìn)行皮帶動(dòng)態(tài)力頻譜以及異響關(guān)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(dòng)力學(xué)仿真

首先建立配氣機(jī)構(gòu)多體動(dòng)力學(xué)模型，將凸輪軸進(jìn)排氣門的凸輪型線代入模型中，如圖3、4 所示，再把進(jìn)排氣閥系部件的質(zhì)量剛度參數(shù)、預(yù)緊力、氣門間隙等其他參數(shù)輸入其中，并導(dǎo)入進(jìn)氣門凸輪配氣相位。通過以上模型進(jìn)行全轉(zhuǎn)速下配氣機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)計(jì)算，即可得到進(jìn)排氣凸輪軸負(fù)載轉(zhuǎn)矩。

圖3 配氣機(jī)構(gòu)多體動(dòng)力學(xué)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(dòng)力學(xué)計(jì)算模型[3]，設(shè)置活塞、連桿的幾何和質(zhì)量參數(shù)以及發(fā)動(dòng)機(jī)其他參數(shù)，建立模型，如圖5 所示。根據(jù)曲軸系多體動(dòng)力學(xué)模型可以計(jì)算出軸系的轉(zhuǎn)速波動(dòng)。

圖5 軸系多體動(dòng)力學(xué)計(jì)算模型

最后建立皮帶動(dòng)力學(xué)計(jì)算模型[4]，如圖6 所示。將凸輪軸驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩、曲軸轉(zhuǎn)速波動(dòng)等參數(shù)作為計(jì)算皮帶動(dòng)力學(xué)的輸入邊界，結(jié)合皮帶、帶輪和張緊器的參數(shù)，計(jì)算得出正時(shí)皮帶動(dòng)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(shí)域和頻域的正時(shí)皮帶動(dòng)態(tài)力。

圖6 皮帶動(dòng)力學(xué)計(jì)算模型

圖7 正時(shí)皮帶動(dòng)態(tài)力時(shí)域圖

表1 帶輪參數(shù)及坐標(biāo)

表2 張緊器基本結(jié)構(gòu)參數(shù)

2.2 問題分析

2.2.1 激勵(lì)源分析

對(duì)正時(shí)皮帶動(dòng)態(tài)力頻率特征進(jìn)行分析，如圖8所示，在250 Hz 之前的峰值為發(fā)動(dòng)機(jī)階次激勵(lì)，不是本文的分析重點(diǎn)。而動(dòng)態(tài)力在360 Hz 和720 Hz 頻率附近也出現(xiàn)峰值，720 Hz 剛好對(duì)應(yīng)異響區(qū)間620～820 Hz 的中心頻率。由此推斷，正時(shí)皮帶720 Hz 動(dòng)態(tài)力峰值就是前端異響的激勵(lì)源。

圖8 正時(shí)皮帶動(dòng)態(tài)力頻率特征

正時(shí)皮帶噪聲產(chǎn)生機(jī)理主要是皮帶與齒輪間嚙合沖擊、皮帶自身振動(dòng)、輪系結(jié)構(gòu)共振。正時(shí)皮帶與齒輪嚙合周期性沖擊產(chǎn)生的力叫做多邊形效應(yīng)激勵(lì)力[5]，其頻率理論計(jì)算公式為

式中：n 為齒輪轉(zhuǎn)速；z 為齒輪齒數(shù)。

本機(jī)曲軸正時(shí)皮帶輪齒數(shù)為18，在1 200 r/min轉(zhuǎn)速工況下，通過以上公式計(jì)算可得多邊形效應(yīng)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(gè)峰值是由正時(shí)皮帶多邊形效應(yīng)力產(chǎn)生。

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

2.2.2 傳遞路徑分析

對(duì)正時(shí)上罩蓋和下罩蓋進(jìn)行模態(tài)分析，如圖9和圖10 所示。正時(shí)上罩蓋一到六階的模態(tài)頻率最高為475.4 Hz，遠(yuǎn)離正時(shí)皮帶的720 Hz 激勵(lì)頻率，不會(huì)被激起共振。而正時(shí)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(yuǎn)離激勵(lì)頻率。而第五階模態(tài)為732.6 Hz，處于正時(shí)皮帶的激勵(lì)范圍內(nèi)，且振型集中于正時(shí)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(jìn)行有效的優(yōu)化。

圖9 正時(shí)上罩蓋模態(tài)

圖10 正時(shí)下罩蓋模態(tài)

3 優(yōu)化與驗(yàn)證

根據(jù)上文分析，提出以下三個(gè)優(yōu)化方案：①改變正時(shí)皮帶附件特征頻率：增大惰輪直徑；②改變正時(shí)帶布置形式：在松邊處增加一個(gè)惰輪③從剛度和結(jié)構(gòu)兩方面著手，對(duì)正時(shí)罩蓋進(jìn)行優(yōu)化[7-8]。

通過仿真計(jì)算初步確認(rèn)方案的可行性，再通過試驗(yàn)予以驗(yàn)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(shí)輪系附件的特征頻率。

增大惰輪直徑后的正時(shí)皮帶動(dòng)態(tài)力頻域計(jì)算結(jié)果如圖11 所示，由圖可以看出正時(shí)皮帶動(dòng)態(tài)張緊力在720 Hz 的峰值點(diǎn)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(shí)皮帶動(dòng)態(tài)力

布置正時(shí)輪系近場(chǎng)麥克風(fēng)，測(cè)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(jīng)過主觀測(cè)評(píng)，“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(chǎng)噪聲

3.2 增加惰輪

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

圖13 增加惰輪前后布置形式對(duì)比

計(jì)算分析正時(shí)皮帶動(dòng)態(tài)力，如圖14 所示，可以看出正時(shí)皮帶動(dòng)態(tài)張緊力在720 Hz 的峰值點(diǎn)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(yàn)驗(yàn)證實(shí)際效果。

圖14 增加惰輪后正時(shí)皮帶動(dòng)態(tài)力

展開試驗(yàn)驗(yàn)證，增加惰輪前后近場(chǎng)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(jīng)過主觀測(cè)評(píng)，“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(chǎng)噪聲

3.3 優(yōu)化正時(shí)罩蓋

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

因此設(shè)計(jì)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(jié)構(gòu)密封性和隔聲效果不佳，將罩蓋從分體式結(jié)構(gòu)造型優(yōu)化成整體式[9]，并且進(jìn)行噪聲防泄漏處理，圖16 為正時(shí)罩蓋優(yōu)化前后的實(shí)物圖。

圖16 正時(shí)罩蓋優(yōu)化前后的實(shí)物圖

正時(shí)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(shí)罩下部分五階模態(tài)已經(jīng)避過激勵(lì)頻率。雖然六階模態(tài)688 Hz 很靠近正時(shí)皮帶的激勵(lì)頻率，但這階模態(tài)振型為邊緣小范圍局部模態(tài)，不會(huì)產(chǎn)生異響噪聲問題。

圖17 正時(shí)罩蓋優(yōu)化后模態(tài)

模態(tài)仿真結(jié)果良好，開展試驗(yàn)進(jìn)行效果驗(yàn)證。經(jīng)過正時(shí)罩蓋的優(yōu)化，異響頻段620～820 Hz 內(nèi)的噪聲振動(dòng)峰值基本消失，如圖18 和19 所示。主觀評(píng)價(jià)后，認(rèn)為異響消除，優(yōu)化方案的效果顯著。

圖18 正時(shí)罩蓋優(yōu)化前后近場(chǎng)噪聲

圖19 正時(shí)罩蓋優(yōu)化前后正時(shí)罩蓋振動(dòng)

3.4 優(yōu)化方案總結(jié)

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

綜上，將惰輪直徑增大6 mm、正時(shí)皮帶松邊增加一個(gè)惰輪、優(yōu)化正時(shí)罩蓋。三組優(yōu)化方案經(jīng)驗(yàn)證后異響都得到了不同程度的控制，以優(yōu)化正時(shí)罩蓋方案優(yōu)化效果最佳?？紤]到本優(yōu)化機(jī)型為量產(chǎn)機(jī)型，改變正時(shí)輪系附件尺寸和正時(shí)皮帶布置形式，不僅會(huì)改變發(fā)動(dòng)機(jī)的運(yùn)行穩(wěn)定性，也會(huì)增加優(yōu)化成本。鑒于以上兩點(diǎn)，此次最終優(yōu)化方案選擇優(yōu)化正時(shí)罩蓋。

4 結(jié)論

1）通過建立配氣機(jī)構(gòu)、曲軸系和正時(shí)皮帶的多體動(dòng)力學(xué)模型，計(jì)算得出正時(shí)皮帶動(dòng)態(tài)力，從而確認(rèn)異響是由正時(shí)皮帶動(dòng)態(tài)力激勵(lì)產(chǎn)生。并進(jìn)一步分析得出正時(shí)皮帶動(dòng)態(tài)力的激勵(lì)峰值是由多邊形效應(yīng)激勵(lì)力產(chǎn)生。

2）本文設(shè)計(jì)如下優(yōu)化方案：①增大惰輪直徑，該方案目的是改變正時(shí)皮帶各附件的特征頻率，使各附件遠(yuǎn)離激勵(lì)頻率。②在正時(shí)皮帶的松邊上增加一個(gè)惰輪，該方案的目的是改變正時(shí)皮帶布置形式，使激勵(lì)力幅值降低。③正時(shí)上下罩蓋都加厚1.5 mm，將罩蓋從分體式結(jié)構(gòu)造型優(yōu)化成整體式，該方案的目的是提高正時(shí)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(shí)皮帶的松邊上增加一個(gè)惰輪的方法，在此次優(yōu)化中不如正時(shí)罩蓋的合理優(yōu)化好。從優(yōu)化成本上看，對(duì)于量產(chǎn)發(fā)動(dòng)機(jī)而言，正時(shí)罩蓋優(yōu)化顯然也是最好的優(yōu)化方案。

4）本次優(yōu)化運(yùn)用了動(dòng)力學(xué)仿真、模態(tài)仿真、試驗(yàn)驗(yàn)證等多種方法，將異響問題鎖定并予以解決，對(duì)今后解決此類NVH 問題有借鑒之處。