發(fā)動機前端系統(tǒng)的噪聲分析

莫漢忠，徐成思，王 庚，歐陽天成，黃豪中

（1.東風柳州汽車有限公司，廣西 柳州 545000；2.廣西大學 機械工程學院，廣西 南寧 530004）

0 引言

隨著我國經(jīng)濟的高速發(fā)展和人們物質(zhì)生活水平的不斷提高，乘用車已成為家家戶戶出行最為普遍的交通工具，而作為汽車的核心部件——發(fā)動機，它起著能量轉(zhuǎn)化。動力輸出等至關重要的作用[1-3]。為保障其正常平穩(wěn)的運行，由水泵、配氣機構、正時鏈輪、正時罩、附件皮帶等組成的發(fā)動機前端系統(tǒng)準確控制著進、排氣門的開啟和關閉，以及為高速運轉(zhuǎn)狀態(tài)下的零部件及時提供冷卻[4-5]。由此可見，發(fā)動機前端NVH（noise，vibration，harshness）性能的優(yōu)劣，將直接影到響發(fā)動機的工作狀態(tài)，進而影響到整車的正常運行與性能指標。因此，發(fā)動機前端系統(tǒng)的振動噪聲問題，越來越成為設計和開發(fā)人員所關注的對象。

1 噪聲問題識別

某車型開發(fā)整車路試反饋，車型所搭載的發(fā)動機在怠速運行時，發(fā)動機正時端存在異常聲響。在怠速工況下，主觀評價認為發(fā)動機前端存在明顯的類似蛙鳴音的“咕咕”周期性異常噪聲，聲音品質(zhì)較差。為此，將該車型所對應的發(fā)動機，放置在發(fā)動機半消聲室進行了NVH 測試。測試方案中，將發(fā)動機放置于測試臺架上，發(fā)動機前端近場處裝有麥克風進行噪聲信號采集，然后通過LMS 多通道數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)對噪聲信號進行分析處理，繪制成聲壓級曲線，結果如圖1 所示。從圖1 中可以清楚看出，所有噪聲信號中，頻率為500 Hz ～750 Hz 范圍的頻帶幅值波動較大，從而可以判斷該頻帶聲壓對怠速噪聲的貢獻起主要作用。

圖1 發(fā)動機前端聲壓級曲線圖

2 噪聲原因仿真分析

為了進一步探究發(fā)動機前端噪聲的具體來源，我們通過對發(fā)動機前端附件逐一進行檢測，同時在AVL EXCITE 軟件進行前端系統(tǒng)的建模仿真，以此來排查發(fā)動機前端各個部件的工作狀態(tài)。

2.1 水泵本體模態(tài)分析

水泵通常布置于發(fā)動機前端輪系中，一般通過曲軸皮帶輪來驅(qū)動，把發(fā)動機缸體水道內(nèi)的熱水泵出，把冷水泵入，從而保證發(fā)動機缸內(nèi)的運轉(zhuǎn)溫度處于一個合理的范圍內(nèi)，為發(fā)動機正常運行的實現(xiàn)提供了熱穩(wěn)定性和可靠性[6-7]。合理的水泵設計方案，其本體的固有頻率應該盡量避開發(fā)動機常用轉(zhuǎn)速區(qū)間所對應的激勵頻率，以免發(fā)生共振導致系統(tǒng)的振動噪聲加劇，從而提高系統(tǒng)的可靠性。圖2 為怠速工況下，水泵X、Y、Z三個方向振動位移的頻域圖，從圖2 中可以看到，水泵本體模態(tài)在652 Hz、685 Hz、735 Hz 以及809 Hz 時被激發(fā)，其激發(fā)模態(tài)正好處于圖1 所示的噪聲頻域帶之中。由此可以證明，在怠速工況下，該異常噪聲可能是由于水泵本體與發(fā)動機系統(tǒng)發(fā)生共振所導致的。

圖2 水泵本體振動頻域圖

2.2 前端輪系建模分析

發(fā)動機前端各部件的運動，主要是依賴于前端輪系的正常運轉(zhuǎn)，從而將動力從曲軸端輸送分配到其余各個部件，使得其它附件正常工作。而皮帶和齒輪運行過程中的交替嚙合行為，也將不可避免的產(chǎn)生振動噪聲，這也可能成為前端噪聲的來源[8-10]。

基于這一認識，首先，在AVL EXCITE 軟件中，建立了相對應型號發(fā)動機前端的整體模型，如圖3 所示。然后，建立了配氣機構的動力學模型，用于提取進排氣凸輪軸的驅(qū)動扭矩負載，從而將其作為邊界條件輸入到前端輪系動力學模型中。接下來，運用EXCITE Power Unit 中相應的Autoshaft 方法，建立了曲軸柔性多體動力學計算模型，如圖4 所示。設置好相關發(fā)動機基本參數(shù)、活塞、連桿的幾何及質(zhì)量參數(shù)，提取相應轉(zhuǎn)速下曲軸在正時齒輪處的轉(zhuǎn)速波動，作為正時齒輪計算分析時的轉(zhuǎn)速，作為其邊界條件輸入。

圖3 發(fā)動機前端模型

圖4 曲軸多體動力學模型

在上述建模得到所需的邊界條件后，建立了前端輪系的動力學模型，如圖5 所示。

圖5 正時齒鏈動力學模型

完成了發(fā)動機前端所有部件的建模之后，將發(fā)動機怠速狀態(tài)下的相應參數(shù)輸入模型中，可以分別得到前端各附件的分析結果，如圖6、圖7 所示。

圖6 不同轉(zhuǎn)速下缸內(nèi)壓力圖

圖7 水泵-張緊器段正時鏈振動頻域圖

2.3 正時蓋罩模態(tài)分析

除了發(fā)動機本身產(chǎn)生噪聲激勵源之外，噪聲傳遞的路徑或傳聲介質(zhì)的材料、設計型態(tài)以及約束條件等也與噪聲有著密切的關聯(lián)。作為表面面積最大的薄壁件之一的正時蓋罩，由于零部件的裝配關系，這種結構在連接處通常會留有縫隙，極容易輻射噪聲，因此正時蓋罩也可能是發(fā)動機前端主要的異響來源[11-12]。通過圖8 所示的正時蓋罩本體模型的建立，我們得到了其前六階振型的云圖，結果如圖9 所示。

圖8 正時蓋罩模型圖

圖9 正時蓋罩前六階振型圖

從其分析結果可以看到，正時蓋罩上殼體接觸面處約束不足，容易導致密封處相互撞擊，產(chǎn)生異響問題。下殼體在732 Hz 附近存在面板模態(tài)激發(fā)，與異響噪聲范圍頻率一致，產(chǎn)生共振及噪聲問題。同時，正時蓋罩上下殼體在連接處無密封設計，存在較大縫隙，并且與機體連接面處也存在較多空洞，不利于噪聲控制。

3 結論

針對發(fā)動機前端怠速工況下存在的異常噪聲問題，對前端附件進行了逐一排查，并結合了AVL EXCITE 軟件建模分析，得到了噪聲源的部件所在，然后對問題部件進行了優(yōu)化設計，最終有效改善了發(fā)動機噪聲異響問題。發(fā)動機怠速工況下前端異常噪聲頻率范圍主要與水泵的激勵頻率有關；通過對水泵本體的建模分析，進行優(yōu)化設計后，使得其激勵頻率避開發(fā)動機怠速工況下的運轉(zhuǎn)頻率，從噪聲激勵源上有效的減弱水泵振動所引起的噪聲異響。