某四缸TGDI 發(fā)動(dòng)機(jī)怠速正時(shí)皮帶噪聲解決及優(yōu)化

趙 欣 孫洪偉 錢(qián) 辰 梁善飛 姜曉東 胡軍峰

（寧波吉利羅佑發(fā)動(dòng)機(jī)零部件有限公司 浙江 寧波 315336）

引言

正時(shí)皮帶因其突出的成本優(yōu)勢(shì)已被廣泛用于高效汽油發(fā)動(dòng)機(jī)的氣門(mén)正時(shí)系統(tǒng)。盡管其噪聲相比于傳統(tǒng)正時(shí)鏈條有明顯優(yōu)勢(shì)，但在怠速工況下仍存在著NVH 風(fēng)險(xiǎn)。且由于正時(shí)系統(tǒng)零件多、結(jié)構(gòu)復(fù)雜，與正時(shí)皮帶相關(guān)的NVH 問(wèn)題也常受其他結(jié)構(gòu)參數(shù)影響而難以分析。本文以某2.0 L GTDI 發(fā)動(dòng)機(jī)的怠速正時(shí)皮帶異響問(wèn)題為例，探討其試驗(yàn)與仿真相結(jié)合的分析和優(yōu)化方法。

1 正時(shí)帶噪聲產(chǎn)生的機(jī)理

正時(shí)帶驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)并不復(fù)雜但其噪聲產(chǎn)生的機(jī)理卻很復(fù)雜，文獻(xiàn)[1-3]表明正時(shí)帶系統(tǒng)的噪聲主要分以下6 類(lèi)：1）嚙合初期：帶輪齒頂尖和正時(shí)帶齒底部的沖擊；2）嚙合時(shí)：正時(shí)帶和帶輪之間的氣體流動(dòng)（空氣泵)；3）嚙合末期：正時(shí)帶齒頂與帶輪齒槽的沖擊；4）正時(shí)帶振動(dòng)；5）帶輪振動(dòng)；6）摩擦聲。

正時(shí)帶與帶輪嚙合產(chǎn)生的沖擊噪聲是因嚙合過(guò)程中基節(jié)產(chǎn)生偏差引起的，這種嚙合沖擊對(duì)皮帶是一種周期性激勵(lì)，嚙合頻率為：

式中：N 為齒帶輪的齒數(shù)；n 為齒帶輪的轉(zhuǎn)速（r/min）。正時(shí)帶跨距固有頻率計(jì)算公式為：

式中：f 為帶跨距固有頻率；M 為質(zhì)量密度；S 為跨距長(zhǎng)度；T 為帶預(yù)緊力。

如激勵(lì)頻率一倍頻或二倍頻與正時(shí)帶某跨距固有頻率或諧波耦合將造成正時(shí)系統(tǒng)共振產(chǎn)生噪聲，即公式（1）與公式（2）頻率相近或相等。所以有3 種有效方法可以將皮帶跨距固有頻率降低到曲軸鏈輪/皮帶輪齒嚙合頻率以下，避免共振。

1）增加皮帶跨距長(zhǎng)度；2）提高皮帶質(zhì)量密度或增加皮帶質(zhì)量；3）降低安全帶預(yù)緊力。

除降低皮帶固有頻率外，發(fā)動(dòng)機(jī)的工作溫度和工作轉(zhuǎn)速也會(huì)影響正時(shí)皮帶的噪聲。

2 某發(fā)動(dòng)機(jī)正時(shí)系統(tǒng)噪聲特征

某直列四缸TGDI 發(fā)動(dòng)機(jī)，整車(chē)怠速750 r/min工況出現(xiàn)400～650 Hz 振動(dòng)峰值，該特征出現(xiàn)具有隨機(jī)性。出現(xiàn)時(shí)聲品質(zhì)差、主觀評(píng)價(jià)為不可接受，該噪聲在NVH 臺(tái)架試驗(yàn)中也可出現(xiàn)。

在調(diào)查中發(fā)現(xiàn)，噪聲在正時(shí)皮帶區(qū)域，并從正時(shí)皮帶蓋發(fā)出，如圖1 所示。

圖1 正常機(jī)與異常機(jī)前端1m 噪聲頻譜對(duì)比

對(duì)該問(wèn)題調(diào)查，是由皮帶跨距的橫向振動(dòng)引起的。該振動(dòng)是由皮帶跨距的固有頻率與皮帶鏈輪和皮帶傳動(dòng)的嚙合頻率（（怠速轉(zhuǎn)速×帶輪齒數(shù)）/60→（750×21）/60 諧波2 階為525 Hz）與皮帶跨長(zhǎng)的調(diào)制頻率（如表1 所示，cr-idle 4 階為500 Hz）相接近造成共振。圖1 的峰值不僅使噪聲幅值增加，而且在這些工況下的噪聲也非常令人討厭（音質(zhì)差）。

表1 皮帶各段固有頻率及調(diào)制頻率 Hz

正時(shí)結(jié)構(gòu)布置如圖2 所示。

圖2 正時(shí)結(jié)構(gòu)布置圖

通過(guò)分別抵觸圖2 中的SP1～SP5 皮帶，問(wèn)題頻率為450～650 Hz 描述為goose 聲，中心頻率500 Hz，如圖3 所示。確定發(fā)生部位為正時(shí)驅(qū)動(dòng)輪-惰輪段正時(shí)。

圖3 抵觸SP1～SP5 各段皮帶噪聲變化

3 影響因素分析

在設(shè)計(jì)階段考慮皮帶預(yù)緊力的影響。一般認(rèn)為減小正時(shí)皮帶預(yù)緊張力可改善皮帶噪聲。發(fā)動(dòng)機(jī)缸體和氣缸蓋工作溫度升高導(dǎo)致固定皮帶預(yù)緊力增大，皮帶噪聲將惡化。增加正時(shí)皮帶質(zhì)量密度會(huì)降低皮帶的跨距共振，改善皮帶噪聲。增加正時(shí)皮帶跨距長(zhǎng)度可減小皮帶共振，改善正時(shí)噪聲。通過(guò)調(diào)整發(fā)動(dòng)機(jī)的怠速轉(zhuǎn)速，可以避免正時(shí)皮帶共振，改善正時(shí)噪聲。

3.1 轉(zhuǎn)速與溫度的影響

圖4 顯示怠速達(dá)到800 r/min 以上，機(jī)油溫度50℃，整體噪聲最大，最易識(shí)別，當(dāng)溫度達(dá)到70 ℃以上聲音易識(shí)別，這與主觀感受一致。圖5 顯示機(jī)熱機(jī)狀態(tài)（油溫90 ℃）時(shí)不同的怠速轉(zhuǎn)速，正時(shí)皮帶噪聲存在明顯差異：轉(zhuǎn)速越低噪聲越小，且存在一個(gè)轉(zhuǎn)速臨界點(diǎn)如770 r/min。

圖4 溫度轉(zhuǎn)速對(duì)正時(shí)皮帶噪聲的影響

圖5 熱機(jī)不同怠速轉(zhuǎn)速對(duì)正時(shí)皮帶噪聲的影響

3.2 張緊輪預(yù)緊力調(diào)整對(duì)正時(shí)皮帶噪聲的影響

在該試驗(yàn)中，僅對(duì)正時(shí)張緊器的張緊力進(jìn)行極限驗(yàn)證（Max 極限大張力，min 極限小張力，normal 正常值）圖6 顯示怠速750 r/min 時(shí)，張力對(duì)正時(shí)200～350 Hz，400～650 Hz 產(chǎn)生影響。這2 個(gè)頻率特征與主觀感受的goose 聲一致。Min 較Normal，在問(wèn)題頻率200～350 Hz 的RMS 改善3 dB（A)。Max 較Normal 在問(wèn)題頻率200～350 Hz RMS 惡化2 dB（A)。Min、Max在主要抱怨問(wèn)題頻率450～650 Hz 雖然均在減小，但Min 改善效果最好，較Normal 降低5 dB。試驗(yàn)表明，降低靜態(tài)預(yù)緊力有助于改善正時(shí)噪聲。

圖6 張緊力對(duì)正時(shí)皮帶噪聲的影響

使用EXCITE 對(duì)正時(shí)皮帶系統(tǒng)建立模型如圖7所示，該系統(tǒng)主要考慮：曲軸扭振、進(jìn)排氣凸輪軸轉(zhuǎn)矩、正時(shí)輪系：VVT、惰輪張緊輪、曲軸帶輪、張緊輪，定義其剛度阻尼等參數(shù)。簡(jiǎn)化模型如圖8 所示。

圖7 正時(shí)皮帶系統(tǒng)模型

圖8 正時(shí)皮帶系統(tǒng)簡(jiǎn)化模型

3.3 正時(shí)皮帶質(zhì)量密度的影響

通過(guò)CAE 計(jì)算發(fā)現(xiàn)皮帶增加質(zhì)量，皮帶在該轉(zhuǎn)速段的振幅降低60%，見(jiàn)圖9 所示。圖10 為多樣本質(zhì)量驗(yàn)證，隨著正時(shí)帶質(zhì)量增加問(wèn)題噪聲改善，主觀評(píng)價(jià)得分提高。

圖9 輕/重皮帶振幅仿真對(duì)比

圖10 輕/重皮帶對(duì)前端1m goose 測(cè)試對(duì)比

3.4 皮帶跨距的影響

為了降低皮帶跨距的激振頻率改變皮帶固有頻率達(dá)到降低皮帶共振目的，可增加皮帶跨距的長(zhǎng)度，實(shí)施時(shí)需要改變氣缸蓋和氣缸體加工線的布局。

如圖11 所示，增加惰輪可間接實(shí)現(xiàn)改變問(wèn)題段跨長(zhǎng)的目的。此方案驗(yàn)證周期長(zhǎng)，開(kāi)發(fā)費(fèi)用高，商業(yè)可行性低，本文僅作研究。

圖11 增加惰輪方案

圖12 為仿真結(jié)果，可以看出隨著惰輪Idle2 位置相對(duì)Idle 下移10 mm 及16 mm，皮帶齒嚙入得到改善，滑移速度降低（越小越好）、摩擦阻力降低（絕對(duì)值越小越好）。試驗(yàn)方案采用Idle 下移16 mm 方案，圖13 顯示該頻率聲壓級(jí)從53 dB（A）降低至51.5 dB（A），效果并未有顯著提升。

圖12 惰輪位置對(duì)皮帶滑移速度、摩擦力影響的仿真分析

圖13 惰輪位置對(duì)正時(shí)噪聲的影響

3.5 正時(shí)帶公差的影響

正時(shí)帶結(jié)構(gòu)如圖14 所示，在正時(shí)帶加工過(guò)程中，由于材料、溫度等工藝因素影響產(chǎn)品的長(zhǎng)度、厚度、寬度、齒高、平面度等公差。如橡膠熱塑膨脹影響正時(shí)帶厚度平面度，線繩繞線方向或數(shù)量影響正時(shí)帶剛度。這些多變的公差變量將直接影響到正時(shí)系統(tǒng)的穩(wěn)定性。

圖14 正時(shí)帶結(jié)構(gòu)

3.5.1 對(duì)比計(jì)算帶背不平度的影響

假設(shè)皮帶背部是三角形，如圖15 所示，高度為0 mm、0.05 mm、0.1 mm。）

圖15 不平度簡(jiǎn)化模型

如圖16、17 所示，隨帶背粗糙度增加，進(jìn)入嚙合的帶齒與帶輪摩擦力存在換向，系統(tǒng)穩(wěn)定性較差，且在300～650 Hz 惡化明顯。圖18 顯示隨帶背粗糙度增加，第1 段皮帶橫向振動(dòng)幅值明顯增加，200～600 Hz惡化明顯，這些特征變化與實(shí)際感知相符。

圖16 不平度對(duì)皮帶齒與曲軸輪摩擦力的影響（時(shí)域）

圖17 不平度對(duì)皮帶齒與曲軸輪摩擦力的影響（頻域）

圖18 不平度對(duì)Span1 橫向抖動(dòng)FFT 仿真結(jié)果

3.5.2 長(zhǎng)度公差的影響

設(shè)其公差為0 mm；-8 mm；+8 mm。圖19 顯示皮帶長(zhǎng)度公差對(duì)帶齒摩擦力較為敏感，長(zhǎng)度公差為-0.8 mm 時(shí)，帶齒嚙合平穩(wěn)，相對(duì)反向滑移小。

圖19 長(zhǎng)度公差對(duì)帶齒與曲軸輪滑移與摩擦力變化

綜合仿真方案，試驗(yàn)采用不同長(zhǎng)度、寬度、齒高、不平度等公差組合樣件約20 種組合，在整車(chē)進(jìn)行驗(yàn)證。測(cè)試工況怠速750 r/min，分析車(chē)內(nèi)駕駛員右耳頻率450～650 Hz 的RMS 聲音變化情況，如圖20 所示（淺綠面積越大表明改善效果越好、系統(tǒng)越穩(wěn)定）。綜合這些因素，長(zhǎng)度公差小，帶厚度不平度小，齒高公差小對(duì)系統(tǒng)的正時(shí)噪聲穩(wěn)定性較好，主觀評(píng)價(jià)提升較為明顯且與仿真結(jié)果對(duì)應(yīng)。

圖20 不同公差的正時(shí)帶車(chē)內(nèi)噪聲變化

4 方案確定

結(jié)上所述，結(jié)合實(shí)際需求采用怠速控制750 r/min，張緊力較原狀態(tài)降低30%，160 g 質(zhì)量皮帶且各公差控制下限作為改良方案，進(jìn)行整車(chē)狀態(tài)驗(yàn)證。噪聲峰值降低約10 dB（A），如圖21 所示。

圖21 改良方案與原車(chē)噪聲對(duì)比

5 結(jié)論

1）由于氣缸體和氣缸蓋膨脹，皮帶預(yù)緊力隨著發(fā)動(dòng)機(jī)溫度的升高而增加。試驗(yàn)得出熱機(jī)狀態(tài)正時(shí)噪聲是最壞的情況，并存在一個(gè)與該聲音相關(guān)的臨界轉(zhuǎn)速，本案例中770 r/min 是該系統(tǒng)的臨界轉(zhuǎn)速。

2）增加皮帶質(zhì)量密度、改變皮帶跨距可降低皮帶跨距激勵(lì)頻率，有助于降低正時(shí)皮帶激勵(lì)。

3）改變發(fā)動(dòng)機(jī)怠速，以避免皮帶共振也是一種解決思路。但需要重新對(duì)整車(chē)系統(tǒng)校準(zhǔn)，因此不選擇此選項(xiàng)來(lái)實(shí)現(xiàn)。另外提高怠速會(huì)導(dǎo)致怠速噪聲增大。

4）由于布局限制，無(wú)法更改皮帶跨距。增加皮帶質(zhì)量密度涉及成本，需謹(jǐn)慎評(píng)估。最可行的解決方案是減少皮帶預(yù)緊度和皮帶公差控制。

5）本研究表明，正時(shí)帶仿真模型可以有效幫助解決NVH 問(wèn)題，縮短開(kāi)發(fā)及解決問(wèn)題的時(shí)間，具有較高的成本和時(shí)間效益。