缸內直噴增壓三缸機整車集成中的振動噪聲問題研究

金 巖，陳景昌，韓 鵬，趙 濤

(1.中國汽車工程研究院股份有限公司，重慶 401122,2.汽車噪聲振動和安全技術國家重點實驗室，重慶 400039）

迫于能源和和環(huán)保的壓力，發(fā)動機小型化已經成為汽車產業(yè)技術發(fā)展的重要趨勢。缸內直噴增壓的三缸發(fā)動機兼顧了人們對動力性、經濟性的追求，得到了越來越廣泛的應用[1-2]。與傳統(tǒng)的四缸發(fā)動機相比，由于結構形式的差別，三缸發(fā)動機受到慣性力矩與四缸機完全不同。同時1.5階的燃燒激勵成為了三缸機的主要激勵。這使得發(fā)動機在怠速和加速等工況下的激勵頻率發(fā)生變化，對懸置系統(tǒng)匹配設計提出了新的要求。同時車身的性能也需要進一步調整以適應共振轉速提高帶來的變化。增壓器和高壓油泵的使用也會帶來新的噪聲問題，影響到整車的聲音品質，需要在車輛開發(fā)的前期加以關注，并采取應對措施。本文以一輛搭載1.3 L排量的缸內直噴增壓三缸發(fā)動機的車型開發(fā)為例，對開發(fā)過程中的振動噪聲問題和解決方案進行討論。

1 三缸發(fā)動機激勵和懸置匹配

圖1是單個曲柄連桿結構的示意圖。三缸發(fā)動機受到的力主要是曲柄連桿機構的往復慣性力和離心慣性力。三缸機曲柄之間的夾角為120o，發(fā)動機受到的離心慣性力和往復慣性力都是平衡的[3]。

發(fā)動機受到的旋轉慣性力矩Mr為

往復慣性力矩為Mj

圖1 單缸曲柄連桿機構示意圖

其中：mr是離心慣性質量，r是曲拐的半徑，a是缸心距，mj是離心慣性質量，α是曲軸轉角，λ是連桿比。

發(fā)動機燃燒氣體力和慣性力產生的扭矩沿發(fā)動機曲軸方向，為1.5階。與四缸發(fā)動機相比，三缸發(fā)動機的受力情況比較復雜。發(fā)動機的1.5階激勵是最重要激勵。如在不加平衡軸的情況下慣性力和離心力產生的1階力矩也不可忽視。由于2階慣性矩較小，可以且頻率較高，為次要激勵，在匹配懸置時不加考慮。

根據激勵特性，三缸發(fā)動機動力總成懸置匹配須遵循以下原則。動力總成繞X方向轉動的模態(tài)頻率要低于怠速1.5階頻率的1/2。繞動力總成Y向和Z向的固有頻率須避開發(fā)動機1階激勵頻率。表1是某橫置式三缸機動力總成剛體模態(tài)的分布。

表1 三缸機動力總成懸置剛體模態(tài)分布（動力總成坐標系）

2 三缸發(fā)動機的平衡策略

從動力總成懸置系統(tǒng)的剛體模態(tài)分布上看，所有頻率都低于發(fā)動機怠速的1.5階激勵。但繞Y軸的模態(tài)頻率為15.6 Hz，高于怠速1階激勵頻率，如果平衡方案不合適，發(fā)動機轉速達到936 r/min時，1階往復慣性力矩仍可能會激起動力總成的強烈共振。

目前三缸機主流的平衡方案有兩種。一種是平衡軸+平衡重的方案，這種方案可以完全平衡1階力矩[4]。另一種是只采用平衡重的方案。效果上前者優(yōu)于后者，但后者成本更低。圖2是典型平衡重方案，在第1和3曲柄臂的外側增加平衡重。平衡重會平衡一部分往復慣性矩和一部分離心慣性矩。

圖2 三缸機的平衡重方案

采用平衡重后整機在Y方向上的1階合力矩Myj1和Z方向上的1階合力矩Mz1分別為

其中ε是采用平衡重平衡時1階慣性力矩所占的百分比（0～100%）?？梢姴捎闷胶庵氐姆桨冈跍p少1階往復慣性力矩的同時，發(fā)動機將受到Z方向力矩。而動力總成繞Z方向的固有頻率與怠速發(fā)動機1階激勵頻率接近。

因此必須在怠速振動和繞Y軸的振動之間選擇合適的平衡重方案。為了控制某三缸發(fā)動機在轉速為936 r/min時繞Y軸的共振，制作了ε=50%、80%和100%時的3種平衡方案并進行驗證。圖3是不同平衡方案中發(fā)動機轉速為936 r/min時右懸置的Z向振動頻譜，ε=50%時，發(fā)動機1階（15.6 Hz）振動達到0.95 m/s2，ε=100%時振動降低到0.30 m/s2左右，振動改進效果最明顯。但增加平衡重質量會導致曲軸所受到的內部彎矩增加，有可能導致曲軸出現(xiàn)強度和疲勞問題。最終確定采用平衡率ε=80%的方案。采用這種方案后轉速為936 r/min時動力總成繞Y軸的振動現(xiàn)象基本消失。

圖3 轉速為936 r/min時不同平衡方案中動力總成Z方向振動

3 車身的模態(tài)匹配

三缸發(fā)動機燃燒力和慣性力的激勵頻率較低。以怠速750 r/min為例，四缸機的2階激勵為25.0 Hz，而三缸機的1階頻率為12.5 Hz，1.5階頻率為18.8 Hz。這些頻率更容易與排氣系統(tǒng)等部件的模態(tài)發(fā)生耦合。

同時激勵力頻率降低可能使某些零部件的共振轉速提高到常用轉速，導致客戶抱怨。其中車身相關模態(tài)的問題最為典型。轎車的車身結構決定了在35 Hz～50 Hz的頻率范圍內前后風擋、車門等位置必然會存在振幅較大模態(tài)。對于四缸發(fā)動機，這些模態(tài)的共振轉速通常不在常用轉速范圍內，如果匹配三缸發(fā)動機，在前期就必須對這些模態(tài)對應的風險進行識別，并采取應對措施。

文中車身前風擋橫梁位置的模態(tài)頻率為45 Hz（見圖4）。

圖4 車身頂棚橫梁位置的模態(tài)

對于四缸機，該模態(tài)的共振轉速為1 350 r/min，為不常用轉速，不會引起客戶抱怨。但是對于三缸發(fā)動機，這個共振轉速將提高到1 800 r/min，車輛在加速過程中會有明顯轟鳴，以90 km/h勻速行駛時，發(fā)動機轉速也在1 800 r/min左右，會出現(xiàn)明顯的低頻壓迫感。為了解決這個問題，在頂棚橫梁的位置內部增加1.5 kg的質量塊，通過質量效應衰減振動幅值。圖5是增加質量前后加速過程中前排車內噪聲測試結果對比。轉速為1 800 r/min時車內的1.5階噪聲有5 dB以上的降低。

圖5 頂棚橫梁位置加質量后1.5階噪聲對比

4 發(fā)動機的附件噪聲

增壓和缸內直噴技術的使用，大大提高了汽油機的動力性。但增壓器和高壓供油系的使用也會帶來更多的噪聲問題。增壓器的同步噪聲、轉子噪聲等屬于增壓器結構設計本身的問題，需要對增壓器結構本身進行優(yōu)化[5]。加速過程產生的氣流噪聲（包括加速進氣系統(tǒng)氣流聲和收油門的泄壓噪聲）必須在整車NVH開發(fā)的前期加以考慮，并提前做好應對措施。如在進氣管路上預留寬頻消聲器的空間和位置，處理寬頻氣流噪聲。

圖6是典型進氣系統(tǒng)中的共振式高頻消聲器，用于控制泄壓噪聲。泄壓噪聲是急松油門后渦輪增壓器的進氣泄壓閥打開，高壓氣體通過泄壓管路流動到低壓端時，由高速氣流產生的噪聲。

圖6 進氣管高頻消聲器

圖7是在管路上增加高頻消聲器后車內噪聲的對比，加速踏板回收的瞬間（線框內）車內500 Hz～1 000 Hz的噪聲明顯降低。

圖7 增加高頻消聲器前后松油門時車內噪聲對比

除增壓器以外，高壓油泵（圖8）也是一個需要關注的噪聲源。高壓油泵通常由凸輪軸驅動，通過電磁閥控制供油壓力。電磁閥工作時通常會產生清脆的敲擊聲。這種聲音頻率較高，怠速時在車內能夠明顯被感知到，引起用戶抱怨。高壓油泵的噪聲可以通過優(yōu)化油泵內部結構和調整電磁閥進行控制[6]。

圖8 高壓油泵

如果不能從源頭上控制高壓油泵噪聲，增加隔聲罩的效果也十分顯著。圖9是發(fā)動機頂面噪聲測試結果。測試的環(huán)境為整車半消聲室，背景噪聲小于20 dB(A)，測點位于發(fā)動機的頂面1 m處。從原狀態(tài)噪聲頻譜上看，在5 000 Hz頻率附近存在明顯的噪聲峰值。通過濾波回放的方式能夠判斷該頻段的噪聲頻率是車內的抱怨問題頻率，且來自高壓油泵本體。

圖 9怠速工況下發(fā)動機頂面1 m噪聲對比

這里采取了隔聲的方式對油泵噪聲進行控制。具體的方案是在發(fā)動機裝飾罩內加PU發(fā)泡，通過PU發(fā)泡材料吸收高壓油泵的噪聲。另外發(fā)動機裝飾罩的硬質塑料起到隔聲作用。加裝飾罩后（見圖9）發(fā)動機頂面噪聲在關注頻段內有10 dB(A)以上的降低，怠速工況下車內噪聲主觀改善明顯。

5 結語

動力總成噪聲和振動控制是整車振動噪聲性能集成中最核心和關鍵的問題。缸內直噴增壓三缸機的應用給整車振動噪聲開發(fā)帶來了更多的挑戰(zhàn)。在整車振動噪聲集成時需重點關注以下幾個方面的問題。

(1)三缸發(fā)動機的激勵力特性不同于四缸發(fā)動機。激勵力的頻率更低，1階力矩不平衡。必須合理分布動力總成懸置的剛體模態(tài)，并采取合理的平衡策略，平衡怠速振動和繞發(fā)動機Y軸模態(tài)振動之間的矛盾。

(2)與四缸發(fā)動機相比，相同轉速下發(fā)動機的激勵頻率變低。車身前后擋風玻璃等位置的低頻模態(tài)頻率的共振轉速有可能提高到常用轉速區(qū)。需要重新考慮車身這些模態(tài)對整車振動噪聲的貢獻，并采取應對措施。

(3)增壓器和高壓供油系統(tǒng)的引入提高發(fā)動機動力性。同時也影響了整車的主觀感受，須在整車開發(fā)的前期加以重視，并采取相應的措施。