盧漢奎 汪志剛 李金印 王孟軻 黎薇

（1.賽力斯動力研究院，重慶 400038；2.重慶小康動力有限公司，重慶 401220）

主題詞：增程器正時罩殼 動剛度 頻響函數(shù) 變形量 NVH

1 前言

隨著汽車行業(yè)的快速發(fā)展，駕乘舒適性已成為評價汽車性能的重要指標之一，發(fā)動機的NVH 性能對于提升駕乘體驗至關(guān)重要，同時，NVH性能開發(fā)面臨著更高的標準和挑戰(zhàn)。

吳炎庭等[1]通過分析發(fā)動機表面各部件輻射噪聲，發(fā)現(xiàn)在發(fā)動機運行過程中，油底殼和缸蓋罩等薄壁結(jié)構(gòu)件是整機噪聲的重要來源；劉建華等[2]優(yōu)化了發(fā)動機油底殼的結(jié)構(gòu)，在提升其固有頻率的同時，降低了各端面頻率響應(yīng)的峰值，減振降噪效果明顯；王琱等[3]在某發(fā)動機正時罩殼上增加1個與缸體連接的固定螺栓，使怠速工況下的輪系側(cè)噪聲降低了4.4 dB(A)；章家續(xù)等[4]對某混合動力專用汽油發(fā)動機的NVH性能進行分析，發(fā)現(xiàn)在正時罩殼模態(tài)密集處增加螺栓約束，能夠有效降低正時罩殼的模態(tài)密度及振動幅值，從而降低整機輻射噪聲。

研究結(jié)果表明，車用發(fā)動機的正時罩殼、油底殼和缸蓋罩等大平面薄壁件結(jié)構(gòu)具有較強的振動和噪聲輻射，在剛度弱、模態(tài)頻率低的局部區(qū)域，其輻射噪聲表現(xiàn)更為突出，易受共振帶激勵影響。本文以某增程器專用1.5 L自然吸氣式汽油發(fā)動機正時罩殼為例，分析發(fā)動機輪系側(cè)噪聲與正時罩殼局部模態(tài)及其動剛度的相關(guān)性，提出解決正時罩殼輻射噪聲大、線性度差的優(yōu)化方案。在保持正時罩殼結(jié)構(gòu)的前提下，通過增加若干支撐凸臺，并進行多維度對比試驗驗證該優(yōu)化方案的有效性。

2 正時罩殼噪聲輻射

在某增程器總成NVH 性能的開發(fā)階段進行臺架NVH 試驗，滿負荷加速的工況下，發(fā)動機輪系側(cè)1 m 處噪聲聲壓級如圖1所示。

圖1 輪系側(cè)1 m處噪聲聲壓級

該發(fā)動機輪系側(cè)噪聲聲壓級大且線性度差，在不同轉(zhuǎn)速區(qū)間，聲壓級曲線存在明顯的峰值和谷值。由于該發(fā)動機的輪系側(cè)附件系統(tǒng)僅有曲軸皮帶輪及由皮帶驅(qū)動的機械水泵，因此，初步判斷正時罩殼的輻射噪聲為輪系側(cè)噪聲的主要聲源。

如圖2a所示，發(fā)動機輪系側(cè)1 m處噪聲出現(xiàn)明顯的共振帶，其中心頻率約為700 Hz、1 600 Hz 和2 400 Hz。由圖2b 可知，以上共振帶頻率范圍內(nèi)的噪聲是輪系側(cè)噪聲的重要組成部分，從噪聲頻譜峰值和正時罩殼振動頻譜峰值趨勢的對比結(jié)果可判斷輪系側(cè)噪聲與正時罩殼的振動相關(guān)，共振帶主要源于正時罩殼上部和中部的振動，正時罩殼下部的振動對輪系側(cè)噪聲無明顯貢獻。

圖2 輪系側(cè)1 m處噪聲及正時罩殼振動頻譜

對正時罩殼上部、中部和下部的振動進行分析，結(jié)果如圖3 所示。由圖3 可知：700 Hz 共振帶由正時罩殼上部的共振貢獻；1 600 Hz和2 400 Hz的共振帶由正時罩殼中部的共振貢獻；正時罩殼下部的振動未產(chǎn)生共振帶，與圖2b中正時罩殼下部振動頻譜曲線表現(xiàn)一致，均無明顯峰值，表明該部分對輪系側(cè)噪聲無明顯貢獻。

圖3 正時罩殼振動

綜上，發(fā)動機輪系側(cè)噪聲主要源于正時罩殼振動的噪聲輻射，而正時罩殼上部和中部的共振現(xiàn)象是導致輪系側(cè)噪聲顯著及線性度不佳的關(guān)鍵因素。

3 原因分析

相較于其他結(jié)構(gòu)件，正時罩殼作為大平面的薄壁結(jié)構(gòu)，受到振動激勵時極易產(chǎn)生較大的振動響應(yīng)。該現(xiàn)象的主要原因在于正時罩殼噪聲輻射表面在其法向的頻響函數(shù)較大且動剛度相對較低。因此，設(shè)計和優(yōu)化正時罩殼結(jié)構(gòu)時，需要考慮上述因素以降低噪聲輻射。

3.1 頻響函數(shù)

頻響函數(shù)（Frequency Response Function，F(xiàn)RF）描述不同頻率下結(jié)構(gòu)的輸出響應(yīng)與輸入激勵力的關(guān)系，反映了結(jié)構(gòu)對輸入激勵的頻率響應(yīng)。對于單自由度的頻響函數(shù)，用位移和激勵表示為[5]：

式中：k為系統(tǒng)的靜剛度，m為系統(tǒng)質(zhì)量，ω為激勵頻率，c為系統(tǒng)阻尼。

由式（1）可知：低頻段中，由于k≥ω2m+jcω，F(xiàn)RF 的幅值近似為1/k，此時共振頻率以下頻率段主要用占主導地位的剛度項來描述；高頻段中，由于ω2m≥k+jcω,FRF 的幅值近似為-1/(ω2m)，此時共振頻率以上的頻率段主要由占主導作用的質(zhì)量項來描述[5]。通過分析頻響函數(shù)[6]，獲得不同頻率下的增益、相位等信息，對于評估和優(yōu)化結(jié)構(gòu)的性能至關(guān)重要。

頻響函數(shù)在相同的幅值下，低頻的振幅（即響應(yīng)）明顯大于高頻的振幅，如圖4 所示，正時罩殼上部的頻響函數(shù)在700 Hz 時存在3.5g/N 的峰值，此時單位激勵的響應(yīng)較大，該頻率與圖2b 中正時罩殼上部振動頻譜曲線峰值對應(yīng)的頻率相吻合，且圖3a 中正時罩殼上部的振動在該頻率下存在較強的共振帶。

圖4 正時罩殼頻響函數(shù)

同理，正時罩殼中部的頻響函數(shù)在1 600 Hz 和2 400 Hz 附近有較大的響應(yīng)峰值，分別達到6.5g/N 和15.2g/N，上述峰值頻率與圖2b中正時罩殼中部振動頻譜曲線峰值的頻率相符，且與圖3b正時罩殼中部振動共振帶頻率相同。正時罩殼下部的頻響函數(shù)幅值小、無突出峰值，此時，圖2b中正時罩殼下部振動的頻譜曲線無明顯峰值，圖3c正時罩殼下部振動無明顯共振帶的特征。

因此，對于正時罩殼振動的頻響函數(shù)，相同頻率下，響應(yīng)幅值越大，振動能量越大。若某一頻率下的頻響函數(shù)出現(xiàn)峰值，表明該頻率下存在明顯共振，且峰值越突出，共振特征越明顯。

3.2 源點動剛度

源點動剛度[5]表示同一位置、同一方向上激勵力與位移之比，可以表征所關(guān)注的頻率范圍內(nèi)，局部結(jié)構(gòu)的剛度水平，剛度過低會引起較大的振動和噪聲。對于單自由度的動剛度，用力和位移表示為[5]：

動剛度與頻率的變化、結(jié)構(gòu)的質(zhì)量、阻尼以及靜剛度有關(guān)。低頻段中，動剛度接近于靜剛度，幅值近似為k，表明共振頻率以下頻率段主要用占主導地位的剛度項來描述；高頻段中，動剛度的幅值近似于ω2m，表明共振頻率以上的頻率段主要由占主導作用的質(zhì)量項來描述[5]。

通常用源點導納[7]（Input Point Inertance，IPI）分析及評估結(jié)構(gòu)局部位置的動剛度隨頻率變化的特性，即結(jié)構(gòu)抵抗彈性變形的能力。研究結(jié)果顯示[7-9]，薄壁結(jié)構(gòu)件的動剛度對結(jié)構(gòu)的表面振動和輻射噪聲有重要影響。

通過分析正時罩殼動剛度，如圖5 所示：對于正時罩殼上部，最小動剛度為583 N/mm，相應(yīng)的頻率為713 Hz，對應(yīng)圖3a 中正時罩殼上部的振動在700 Hz 附近有明顯共振帶；對于正時罩殼中部，頻率為1 600 Hz和2 400 Hz 附近動剛度出現(xiàn)谷值，其中，最小動剛度為1 519 N/mm，相應(yīng)的頻率為2 398 Hz，對應(yīng)圖3b 中正時罩殼中部的振動在1 600 Hz和2 400 Hz附近出現(xiàn)明顯共振帶；對于正時罩殼下部，最小動剛度為16 907 N/mm，相應(yīng)的頻率為2 214 Hz，對應(yīng)圖3c中正時罩殼下部的振動無該頻率的共振帶，在圖4中正時罩殼下部的頻響函數(shù)也無突出峰值。

圖5 正時罩殼動剛度

綜合上述分析可知，當最小動剛度小于一定數(shù)值時，在該谷值的頻率下易產(chǎn)生共振現(xiàn)象。同時，動剛度能準確地反映結(jié)構(gòu)的振動特性，為結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計提供重要依據(jù)，在相同激勵下，動剛度越高，表明其抵抗彈性變形的能力越強。

4 結(jié)構(gòu)優(yōu)化

正時罩殼具有薄壁、大平面的結(jié)構(gòu)特征，其局部的形變量大且動剛度低，對正時罩殼的頻響函數(shù)和動剛度進行分析可知，正時罩殼上、中部在個別頻率下的頻響函數(shù)峰值突出、動剛度低，使正時罩殼在該頻率下產(chǎn)生共振，導致輪系側(cè)噪聲產(chǎn)生明顯的共振帶。因此，優(yōu)化正時罩殼結(jié)構(gòu)以提高其動剛度，可降低振動響應(yīng)幅值，從而抑制噪聲輻射。

結(jié)合對正時罩殼動剛度的CAE 仿真分析，根據(jù)正時系統(tǒng)的邊界條件，保持正時罩殼的壁厚不變，在正時罩殼內(nèi)側(cè)局部區(qū)域增加6個支撐凸臺，主要分布于上部和中部，并對加強筋進行適應(yīng)性微調(diào)，如圖6所示。

圖6 正時罩殼內(nèi)側(cè)支撐凸臺

為匹配正時罩殼支撐凸臺的設(shè)計，在缸體和缸蓋的相應(yīng)位置增加6個支撐凸臺，作為正時罩殼局部大平面的支撐基礎(chǔ)，如圖7 所示。安裝時，正時罩殼的支撐凸臺與缸體、缸蓋的支撐凸臺相互對接，由正時罩殼安裝螺栓的扭力為對接提供一定的預緊力。

圖7 缸體和缸蓋支撐凸臺

5 NVH驗證

本文從頻響函數(shù)、源點動剛度、NVH臺架振動和噪聲、車內(nèi)噪聲5個方面驗證本文優(yōu)化方案的NVH改善效果。

5.1 頻響函數(shù)驗證

增加支撐凸臺后，正時罩殼優(yōu)化前、后的頻響函數(shù)對比結(jié)果如圖8所示。

圖8 優(yōu)化前、后正時罩殼頻響函數(shù)對比

通過增加支撐凸臺的優(yōu)化方案，將正時罩殼上部和中部的剛度薄弱區(qū)域與相對堅固的缸體及缸蓋連接，加強支撐作用，進而提高局部動剛度。

由圖8可知：優(yōu)化后正時罩殼上部的頻響函數(shù)峰值由3.5g/N降低至0.75g/N以下，對應(yīng)頻率由700 Hz左右提高至800 Hz左右，各頻率下的幅值明顯降低；優(yōu)化后正時罩殼中部的頻響函數(shù)在1 600 Hz和2 400Hz左右的峰值消除，在1 600 Hz的峰值由6.5g/N降至0.5g/N，在2 400 Hz 處的峰值由15.2g/N 降至1.0g/N，在3 000 Hz范圍內(nèi)無明顯峰值；優(yōu)化后正時罩殼下部的頻響函數(shù)同樣得到改善，最大峰值從約1.2g/N降至0.5g/N以下。

綜上所述，正時罩殼增加支撐凸臺后的頻響函數(shù)的幅值和峰值顯著降低，受單位激勵的振動響應(yīng)大幅降低，正時罩殼上部和中部的優(yōu)化效果尤為顯著。

5.2 源點動剛度驗證

增加支撐凸臺后，正時罩殼優(yōu)化前、后的動剛度對比結(jié)果如圖9所示。

圖9 優(yōu)化前、后正時罩殼動剛度對比

由圖9可知：正時罩殼上部的最小動剛度由713 Hz處的583 N/mm 提高至810 Hz 處的4 633 N/mm，改善效果顯著；正時罩殼中部的最小動剛度由2 398 Hz 處的1 519 N/mm 提高至2 866 Hz 處的12 371 N/mm；正時罩殼下部的最小動剛度對應(yīng)的谷值頻率在2 200 Hz 附近保持不變，但最小動剛度明顯提高，由2 214 Hz 處的16 907 N/mm提高至2 202 Hz處的42 128 N/mm。

因此，結(jié)構(gòu)優(yōu)化后的正時罩殼各部位的最小動剛度均得到提高，受單位激勵的變形量得到明顯降低，其抵抗彈性變形能力明顯加強。

5.3 NVH臺架振動驗證

基于增程器總成NVH 臺架試驗，在滿載加速工況下對本文優(yōu)化的正時罩殼振動表現(xiàn)進行對比分析。

5.3.1 正時罩殼振動能量分布對比

優(yōu)化后正時罩殼的振動能量分布情況如圖10所示。

圖10 優(yōu)化后正時罩殼振動能量分布

相較于圖3a，圖10a中優(yōu)化后正時罩殼上部的共振帶頻率由700 Hz附近提高至800 Hz附近，共振帶能量也明顯減弱。同時，優(yōu)化前1 200 Hz附近的共振帶基本消除。相較于圖3b，圖10b中優(yōu)化后正時罩殼中部的振動于1 600 Hz和2 400 Hz處的共振帶消除。圖10c中，優(yōu)化后正時罩殼下部的振動與優(yōu)化前相同，均無明顯共振帶。

5.3.2 正時罩殼振動頻譜對比

優(yōu)化前、后的正時罩殼振動頻率對比結(jié)果如圖11所示。由圖11a可知，優(yōu)化后正時罩殼上部振動頻譜的改善效果明顯，頻譜曲線的峰值由1.7g降至0.7g。同時，優(yōu)化前1 200 Hz附近的峰值消除。圖11b中，優(yōu)化后正時罩殼中部振動的頻譜曲線在1 600 Hz和2 400 Hz處的峰值消除，與圖8b所示頻響函數(shù)結(jié)果一致。由圖11c可知，優(yōu)化后正時罩殼下部振動的頻譜響應(yīng)與優(yōu)化前相同，均未產(chǎn)生明顯的共振帶峰值。

圖11 優(yōu)化前、后正時罩殼振動頻譜對比

5.3.3 正時罩殼振動加速度對比

優(yōu)化前、后正時罩殼振動加速度對比如圖12 所示。圖12a 中，正時罩殼上部振動加速度優(yōu)化前、后在5 000 r/min 時均達到峰值，該值由22g降至18g。同時，優(yōu)化前加速度曲線在個別轉(zhuǎn)速存在突出峰值，優(yōu)化后該峰值得到有效抑制且線性度得到明顯改善。圖12b 中，優(yōu)化后正時罩殼中部的振動加速度最大值在5 000 r/min時基本不變。優(yōu)化后1 600 Hz和2 400 Hz處的共振帶消除，使振動加速度曲線中3 500 r/min 以上的線性度得到明顯改善。圖12c 中，優(yōu)化后正時罩殼下部的振動加速度與優(yōu)化前相同，但其線性度有所改善。

圖12 優(yōu)化前、后正時罩殼振動加速度對比

綜上，本文優(yōu)化方案能夠有效降低正時罩殼上部和中部的振動能量，共振帶得到明顯抑制甚至消除。正時罩殼下部在無共振帶的情況下，雖然提高動剛度對振動能量和振動頻譜響應(yīng)無影響，但可改善振動加速度的線性度。

5.4 NVH臺架噪聲驗證

基于增程器總成NVH臺架試驗，在滿載加速工況下對正時罩殼優(yōu)化前、后的輪系側(cè)1 m 處噪聲進行對比分析，結(jié)果如圖13所示。與圖2a相比，優(yōu)化后的輪系側(cè)1 m處噪聲在700 Hz附近的共振帶明顯減弱，在1 600 Hz 和2 400 Hz附近的共振帶消除，有效抑制了輻射噪聲。

圖13 優(yōu)化后的輪系側(cè)1米噪聲

如圖14 所示，優(yōu)化后的輪系側(cè)1 m 處噪聲頻譜在700 Hz附近峰值明顯降低，在1 600 Hz和2 400 Hz附近頻譜峰值消除，噪聲頻譜的優(yōu)化效果與圖11a、圖11b中正時罩殼上部和中部振動頻譜的優(yōu)化效果一致。

圖14 優(yōu)化后輪系側(cè)1 m處噪聲頻譜對比

優(yōu)化正時罩殼后的輪系側(cè)1 m 處噪聲聲壓級對比結(jié)果如圖15 所示。優(yōu)化后聲壓級最大降低4 dB(A)，加速噪聲的曲線更加平滑，線性度明顯改善。

圖15 優(yōu)化前、后輪系側(cè)1 m處噪聲聲壓級對比

如圖16所示，優(yōu)化后的輪系側(cè)1 m處噪聲在中心頻率為250 Hz、630 Hz 和1 600 Hz 的1/3 倍頻程處噪聲聲壓級降低幅度超過5 dB(A)，其他中心頻率的聲壓級均有所降低。

圖16 優(yōu)化后輪系側(cè)1 m處噪聲1/3倍頻程對比

因此，在正時罩殼的局部薄弱區(qū)域增加支撐凸臺后，輪系側(cè)1 m 處噪聲得到有效改善，噪聲共振帶明顯弱化甚至消除，聲壓級大幅降低，加速噪聲的線性度得到明顯改善。

5.5 車內(nèi)噪聲驗證

將增程器總成搭載于整車開展增程模式下的全油門加速（Wide Open Throttle，WOT）工況試驗驗證，對車內(nèi)駕駛員右耳處的噪聲進行對比，結(jié)果如圖17所示。

圖17 全油門加速工況車內(nèi)駕駛員右耳處噪聲對比

在WOT 工況下，發(fā)動機的轉(zhuǎn)速從1 000 r/min 提高至3 600 r/min，優(yōu)化后頻率超過600 Hz的噪聲能量分布明顯改善，如圖17b所示。

如圖18所示，對比WOT工況下優(yōu)化前、后車內(nèi)噪聲聲壓級，發(fā)動機轉(zhuǎn)速低于2 200 r/min或高于2 800 r/min，車內(nèi)噪聲聲壓級降低幅度為1～2 dB(A)，與圖15 所示的NVH臺架輪系側(cè)1 m處噪聲的變化趨勢相同。

圖18 WOT車內(nèi)駕駛員右耳處噪聲聲壓級對比

頻響函數(shù)、源點動剛度、NVH 臺架振動和噪聲、車內(nèi)噪聲5個方面的對比驗證結(jié)果表明，對于正時罩殼等大平面、局部剛度低的薄壁類結(jié)構(gòu)件，通過提高動剛度可以有效優(yōu)化其振動特征和噪聲表現(xiàn)。

6 結(jié)束語

本文通過對增程器總成發(fā)動機輪系側(cè)噪聲問題進行深入分析，提出在正時罩殼局部剛度薄弱區(qū)域增加支撐凸臺的優(yōu)化方案。在缸體和缸蓋相應(yīng)位置提供堅實的支撐基礎(chǔ)，有效提高正時罩殼的局部動剛度，降低單位激勵下的振動響應(yīng)，增強其抵抗彈性變形的能力。NVH 臺架振動驗證結(jié)果表明，當局部動剛度的最小值達到一定水平且無共振帶時，進一步增大最小動剛度可以有效降低振動能量和振動頻譜響應(yīng)，尤其對改善振動加速度的線性度有顯著作用。

綜上所述，通過提升薄壁結(jié)構(gòu)平面在局部薄弱區(qū)域的動剛度，可有效抑制振動的能量、共振帶和外輻射噪聲，從而顯著提升動力總成及整車的NVH性能。