某汽油發(fā)動機附件系統(tǒng)噪聲優(yōu)化

王小燕，盧生林，劉 濤，李卓卓，石文杰 Wang Xiaoyan，Lu Shenglin，Liu Tao，Li Zhuozhuo，Shi Wenjie

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某汽油發(fā)動機附件系統(tǒng)噪聲優(yōu)化

王小燕，盧生林，劉 濤，李卓卓，石文杰
Wang Xiaoyan，Lu Shenglin，Liu Tao，Li Zhuozhuo，Shi Wenjie

（奇瑞汽車股份有限公司 汽車工程技術(shù)研發(fā)總院，安微 蕪湖 241000）

在某款新開發(fā)汽油發(fā)動機搭載整車進行NVH（Noise、Vibration、Harshness，噪聲、振動與聲振粗糙度）試驗過程中，發(fā)現(xiàn)定置加速及低速低負荷行駛時車內(nèi)存在嗚嗚聲，影響車內(nèi)聲音品質(zhì)，容易引起消費者抱怨。針對噪聲問題，詳細闡述了排查過程，鎖定噪聲來源于發(fā)動機附件系統(tǒng)，運用仿真和試驗相結(jié)合的方式探究噪聲的產(chǎn)生機理；從激勵源和傳遞路徑方面研究改善該噪聲的解決方案，通過對各方案進行多維度比較確定最優(yōu)解決方案，應(yīng)用后車內(nèi)嗚嗚聲消失，車內(nèi)聲音品質(zhì)明顯提高。

附件系統(tǒng)；張緊器；共振；惰輪圓度；噪聲

0 引 言

近年來消費者對汽車振動噪聲舒適性問題的抱怨呈上升趨勢，汽車NVH（Noise、Vibration、Harshness，噪聲、振動與聲振粗糙度）性能的優(yōu)劣以及聲音品質(zhì)是否滿足消費者的需求，已經(jīng)成為影響汽車銷量的重要因素；因此汽車的NVH性能越來越受到生產(chǎn)廠家的重視，整車NVH性能在整車開發(fā)調(diào)校過程中是必不可少的指標[1]。

車輛在定置加速及低速低負荷加速行駛時由于背景噪聲較低，車內(nèi)輕微粗糙的噪聲便容易被消費者感知并引起抱怨。某款新開發(fā)汽油發(fā)動機在搭載整車進行NVH摸底試驗及主觀評價過程中，定置加速及低速低負荷行駛時車內(nèi)存在嗚嗚聲，影響車內(nèi)聲音品質(zhì)。依托激勵源—傳遞路徑—響應(yīng)的邏輯思想，基于主觀評價和BTB（Back to Back，背靠背）試驗方法，找出噪聲來源于發(fā)動機附件系統(tǒng)；運用仿真和試驗相結(jié)合的方式探究噪聲的產(chǎn)生機理，指出附件皮帶和張緊器惰輪之間的不穩(wěn)定摩擦是噪聲的激勵源，提出優(yōu)化張緊器惰輪表面圓度，通過減小皮帶和張緊器惰輪之間的摩擦激勵來消除共振的解決方案。

1 噪聲源識別分析方法

針對定置加速及低速低負荷行駛時車內(nèi)存在嗚嗚聲問題，為快速識別噪聲源，通過理論分析，找到合理的噪聲源識別方法。一般常用方法有3種：1）傳統(tǒng)方法：主觀評價法、選擇運行法、選擇覆蓋法、聲壓法、振速法等；2）基于信號處理技術(shù)的分析法：頻率分析法、層次分析法、小波分析法、頻域分析法等；3）基于可視化技術(shù)噪聲源識別法：聲全息技術(shù)等[2]。

采用主觀評價法和基于信號處理技術(shù)的頻譜分析相結(jié)合的方法，快速鎖定噪聲源位置及頻率。借助噪聲主觀評價工具聽診器初步識別噪聲源位置及噪聲類型。通過頻譜分析法，確定噪聲源的頻率分布以及鎖定問題噪聲的階次及共振帶。

2 噪聲問題描述

在某款新開發(fā)汽油發(fā)動機搭載整車進行NVH試驗過程中，發(fā)現(xiàn)定置加速及低速低負荷行駛過程中，發(fā)動機轉(zhuǎn)速在1 000～2 000 r/min時車內(nèi)存在嗚嗚聲，影響車內(nèi)聲音品質(zhì)，容易引起消費者抱怨。車輛定置加速1 000～2 000 r/min時，車內(nèi)駕駛員右耳噪聲測試如圖1所示。通過對采集的聲音文件進行濾波回放并結(jié)合噪聲圖分析，嗚嗚聲主要是由發(fā)動機21階階次噪聲穿過520 Hz左右共振帶被放大引起，如圖1虛線框所示。

圖1 駕駛員右耳噪聲圖

3 噪聲問題排查

針對噪聲問題，借助噪聲主觀評價工具聽診器進行初步噪聲源識別，發(fā)現(xiàn)車輛前艙發(fā)動機前端附件輪系處的噪聲和車內(nèi)嗚嗚噪聲相似度較高，初步判斷車內(nèi)噪聲來源于發(fā)動機附件系統(tǒng)?；贐TB試驗方法，通過拆除附件皮帶和復(fù)裝附件皮帶的方式進一步鎖定車內(nèi)的噪聲來自發(fā)動機附件系統(tǒng)。

該發(fā)動機附件系統(tǒng)的布置如圖2所示。附件系統(tǒng)主要由水泵、發(fā)電機、惰輪、空調(diào)壓縮機、曲軸皮帶輪、自動張緊器、多楔帶構(gòu)成。

圖2 附件系統(tǒng)布置示意圖

附件系統(tǒng)包含多個零部件，為了進一步確認噪聲的具體來源，對附件系統(tǒng)相關(guān)零部件進行振動測試?；谥饔^評價的結(jié)果，測試時在自動張緊器擺臂、發(fā)電機殼體及正時鏈條殼體表面布置了振動加速度傳感器。

相關(guān)零部件振動加速度及對比測試結(jié)果如圖3、圖4所示。測試數(shù)據(jù)表明，自動張緊器擺臂存在顯著的520 Hz左右共振帶，由于該共振帶的存在導(dǎo)致其21階振動明顯大于其他零部件表面的振動，該振動特征和車內(nèi)噪聲特征一致。

圖3 自動張緊器擺臂振動圖

圖4 附件系統(tǒng)零部件21階振動速度級對比

綜合可知，車內(nèi)噪聲主要是21階階次噪聲，該階次噪聲在發(fā)動機轉(zhuǎn)速1 500～1 700 r/min時穿過520 Hz共振帶被放大，其中自動張緊器在520 Hz左右的共振帶特別突出。

4 噪聲問題優(yōu)化

4.1 噪聲產(chǎn)生機理

4.1.1 520 Hz共振帶的來源

為了進一步明確520 Hz共振帶來源，對自動張緊器進行CAE模態(tài)仿真計算和試驗?zāi)B(tài)測試對標分析。自動張緊器CAE模態(tài)計算的有限元模型如圖5所示。

圖5 自動張緊器有限元模型

自動張緊器CAE模態(tài)計算結(jié)果如圖6所示。

圖6 自動張緊器模態(tài)計算結(jié)果

自動張緊器約束模態(tài)計算值和試驗值結(jié)果對比見表1。

表1 自動張緊器約束模態(tài)計算值和試驗值結(jié)果對比 Hz

綜合自動張緊器擺臂振動測試結(jié)果及模態(tài)對標結(jié)果發(fā)現(xiàn)，其上520 Hz左右共振帶是由于其固有模態(tài)被外界激勵所致。

4.1.2 520 Hz共振帶的激勵來源

發(fā)動機前端附件驅(qū)動輪系的主要作用是將曲軸帶輪的扭矩通過多楔帶傳遞到發(fā)動機附件帶輪上，達到驅(qū)動各附件（發(fā)電機、空調(diào)壓縮機、水泵、動力轉(zhuǎn)向泵等）工作，滿足整車性能要求的目的[3-4]。多楔帶傳動中動力的傳遞主要依靠摩擦力傳遞，是一個不流暢的打滑過程。皮帶與帶輪之間不穩(wěn)定的動態(tài)摩擦力是各種噪聲產(chǎn)生的主要激勵[5]?；诙嘈◣恿鬟f原理，結(jié)合發(fā)動機附件輪系的布置形式，初步分析520 Hz左右共振帶的激勵來自多楔帶和自動張緊器惰輪之間的不穩(wěn)定摩擦。為了說明520 Hz左右共振帶的激勵來源進行了相關(guān)試驗，試驗方案見表2。試驗過程中測試自動張緊器擺臂振動及車內(nèi)噪聲等數(shù)據(jù)，用于不同方案之間對比。

表2 不同材料的惰輪試驗方案 mm

鐵質(zhì)惰輪的車內(nèi)噪聲及自動張緊器振動測試結(jié)果如圖7、圖8所示。對比結(jié)果顯示，采用鐵質(zhì)惰輪方案后，自動張緊器擺臂520 Hz左右共振帶消失，車內(nèi)嗚嗚聲消失。

圖7 鐵質(zhì)惰輪車內(nèi)噪聲圖

圖8 鐵質(zhì)惰輪張緊器振動圖

綜上得出噪聲產(chǎn)生機理：塑料材質(zhì)的惰輪表面圓度偏大，導(dǎo)致多楔帶與惰輪表面的摩擦激勵變大且激勵力不穩(wěn)定，受摩擦激勵，自動張緊器本體520 Hz左右共振帶被激起，發(fā)動機21階階次噪聲穿過該共振帶被放大。

4.2 噪聲問題優(yōu)化方案

根據(jù)噪聲的產(chǎn)生機理，給出兩個優(yōu)化方案。方案1：減小多楔帶與自動張緊器惰輪之間的摩擦激勵；方案2：優(yōu)化自動張緊器結(jié)構(gòu)，避開共振頻率。由于所述發(fā)動機的自動張緊器是平臺化產(chǎn)品，優(yōu)化設(shè)計的驗證周期及開發(fā)成本均不能滿足項目時間節(jié)點要求，因此否定方案2。優(yōu)化主要從減小摩擦激勵入手，將自動張緊器惰輪更改為鐵質(zhì)材料后可以降低動態(tài)摩擦激勵，消除噪聲；但是綜合質(zhì)量、成本、開發(fā)周期、可靠耐久試驗等，鐵質(zhì)惰輪方案僅可以作為問題驗證方案，不能作為批量生產(chǎn)方案。從減小摩擦激勵力角度出發(fā)，結(jié)合鐵質(zhì)惰輪方案的驗證結(jié)果，給出優(yōu)化塑料惰輪表面圓度這一方案，通過機加工減小惰輪表面圓度，降低多楔帶和塑料惰輪之間的摩擦力，從而使自動張緊器的固有模態(tài)不被激起，消除噪聲。

不同表面圓度的塑料惰輪試驗方案見表3。不同試驗方案的對比結(jié)果如圖9、圖10所示。采用0.015 mm表面圓度的塑料惰輪，車內(nèi)520 Hz左右共振帶消失，21階噪聲在發(fā)動機轉(zhuǎn)速1 500 r/min左右降低約12 dB(A)，改善效果明顯；采用優(yōu)化方案后進行主觀評價，車內(nèi)嗚嗚聲消失，聲音品質(zhì)提升明顯。

表3 不同表面圓度的惰輪試驗方案 mm

圖9 采用不同表面圓度塑料惰輪的車內(nèi)噪聲

圖10 采用不同表面圓度塑料惰輪的車內(nèi)21階階次噪聲

5 結(jié)束語

通過主觀評價和客觀測量相結(jié)合，利用CAE分析技術(shù)，詳細闡述車內(nèi)嗚嗚聲的排查過程，明確了噪聲的產(chǎn)生機理，綜合考慮各種因素的影響，給出了最優(yōu)的噪聲解決方案，為解決類似工程問題提供參考。

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2019-03-27

U467.4+93

A

10.14175/j.issn.1002-4581.2019.03.005

1002-4581（2019）03-0017-04