某高效汽油機正時蓋板聲學性能優(yōu)化

章家續(xù)，唐 秀，王國剛*

某高效汽油機正時蓋板聲學性能優(yōu)化

章家續(xù)1，唐 秀2，王國剛*1

（1.安徽江淮汽車集團股份有限公司 發(fā)動機公司動力研究院，安徽 合肥 230601；2.安徽海軒教育科技有限公司，安徽 合肥 230601）

正時蓋板作為混動專用高效汽油機的重要結構組成部分，其聲學性能直接決定著整機輻射噪聲的大小。在對一款新開發(fā)的混動專用高效汽油機做噪聲、振動與聲振粗糙度（NVH）測試時，發(fā)現(xiàn)該發(fā)動機前方輻射噪聲在發(fā)動機四方（前方、進氣側、排氣側、上方）中處于最大值。對前方結構件進行調查，確認發(fā)動機正時蓋板中存在大量局部模態(tài)，并在發(fā)動機燃燒激勵下產(chǎn)生共振輻射噪聲。通過降低發(fā)動機燃燒時最大壓力升高率，并在正時蓋板模態(tài)密集處增加螺栓約束，能有效降低正時蓋板模態(tài)密度和振動幅值，驗收測試結果表明，降低了整機輻射噪聲1～2.5 dB(A)，對整機噪聲的降低起到了關鍵的作用。

汽油機；正時蓋板；局部模態(tài)；輻射噪聲

在當前混動市場競爭加劇的沖擊下，越來越短的研發(fā)周期、越來越低的開發(fā)成本都對產(chǎn)品的性能開發(fā)帶來挑戰(zhàn)，如何用最短的時間滿足開發(fā)需求，并取得成本、周期、性能之間的平衡是困擾主機廠的一大難題[1]。

以混動總成的噪聲、振動與聲振粗糙度（Noise, Vibration, Harshness, NVH）開發(fā)為例，沒有成本優(yōu)勢和性能優(yōu)勢的混動總成，即使開發(fā)出來，在市場上也無產(chǎn)品競爭力，而低成本和高性能是相互矛盾的。這就要求在NVH開發(fā)階段，需要對混動產(chǎn)品進行全面的聲學優(yōu)化，并在滿足開發(fā)目標的情況下盡可能的減少成本投入，選擇最優(yōu)方案，避免后期的反復整改或因追求性能而造成的高成本投入。因此，可行、快捷的問題解決方案對NVH開發(fā)工程師們帶來了一定挑戰(zhàn)[2]。

本文以某款混動專用高效2.0TGDI汽油機匹配皮卡車型在NVH開發(fā)過程中遇到的發(fā)動機前方噪聲大問題進行專項調查、整改，從燃燒優(yōu)化和正時蓋板結構優(yōu)化兩方面入手，快速有效地解決了該問題。

1 問題確認

該2.0TGDI匹配皮卡混動專用高效汽油機在研發(fā)階段需對整機噪聲進行測試與優(yōu)化。在消聲室，根據(jù)國標《往復式內燃機聲壓法聲功率級的測定第3部分：半消聲室精密法》（GT/B 1859.3－2015）進行NVH測試時發(fā)現(xiàn)發(fā)動機前方噪聲最大，排氣側次之，進氣側與上方較小，在1000～ 5 500 r/min轉速段，前方噪聲較整機四方平均噪聲大1～5 dB(A)，如圖1所示，2 000～5 500 r/min，前方噪聲對整機噪聲貢獻巨大，因此，需對前方噪聲進行專項調查[3]。

圖1 某高效專用汽油機噪聲測試曲線

通過分析前方噪聲頻譜，并使用聲學相機對前方噪聲進行專項調查，確認發(fā)動機前方存在700～2 500 Hz共振帶，如圖2所示。

圖2 某高效專用汽油機前方噪聲測試頻譜

其中聲學相機顯示2 000 r/min以上，700～ 1 400 Hz多條共振帶噪聲通過曲軸前端向外輻射，為燃燒激勵較大導致的結構件共振輻射噪聲。經(jīng)分析，1 400～2 500 Hz頻帶噪聲主要通過上鏈輪室蓋向外輻射，為上鏈輪室蓋受燃燒激勵導致的共振輻射噪聲。即發(fā)動機燃燒激勵大并導致正時蓋板共振輻射是前方噪聲突出的主要原因，如圖3、圖4所示。

圖3 700～1 200 Hz輻射噪聲源

圖4 1 400～2 500 Hz輻射噪聲源

根據(jù)噪聲傳遞輻射三大要素“激勵源-結構路徑-接受方”分析，解決發(fā)動機前方噪聲大問題，需從激勵源頭即發(fā)動機燃燒激勵、結構路徑優(yōu)化即正時蓋板結構優(yōu)化兩個方向同時進行。

2 燃燒激勵優(yōu)化

燃燒激勵是汽油機噪聲激勵的重要來源之一。汽油機工作時，氣缸內壓力急劇變化，包括由氣缸內壓力劇變引起的動力載荷和沖擊波引起氣體的高頻振動。急劇升高的缸體氣體壓力直接作用到氣缸壁，引起缸蓋、軸系（活塞、連桿和曲軸）的振動，最終激勵里通過缸蓋、正時蓋板、缸體、曲軸和油底殼等結構件傳至外部，從而形成燃燒噪聲。若外圍結構件模態(tài)較低，引起結構共振輻射噪聲，則也算是燃燒噪聲的一部分[4]。

研究表明，燃燒噪聲的低頻成分（1～500 Hz）取決于燃燒時的最高爆發(fā)壓力；燃燒激勵的中高頻成分（500～5 000 Hz）則取決于燃燒過程的最大壓力升高率；燃燒激勵的高頻成分（5 000 Hz以上）則取決于氣缸內混合氣沖擊波引起的高頻振蕩。由于常規(guī)的四缸直列汽油機整機輻射噪聲頻段主要為中高頻段，所以對于四缸直列汽油機，降低其燃燒噪聲的關鍵在于控制其燃燒時的最大壓力升高率。最大壓力升高率的控制取決于燃料噴射規(guī)律和著火延遲期，即在滯燃期內積聚的可燃燃油量有多少，滯燃期越長，著火前氣缸內積聚的可燃混合氣量越多，則燃前反應進行的越為充分，那么充分混合反應的可燃氣體著火后燃燒就會越劇烈?；旌蠚怏w燃燒的越劇烈，即燃燒加速度越大，則越容易激起壓力振蕩波，壓力波振蕩后的振幅也越大，壓力波引起的燃燒噪聲就會越大。因此，控制該高效汽油機的燃燒激勵，應優(yōu)先控制其壓力升高率[5]。

該汽油機在20%負荷以上，絕大部分工況最大壓力升高率均在4 bar/deg以上，而常規(guī)的汽油機壓力升高率在3 bar/deg左右，因此，嘗試將該發(fā)動機萬有特性的最大壓力升高率降至3 bar/deg附近，并驗證其對整機振動的影響，整機振動如有下降，則證明發(fā)動機燃燒激勵的下降能對整機振動起到改善效果。

對該發(fā)動機外特性工況1 000～5 500 r/min最大壓力升高率進行優(yōu)化，即最大壓力升高率由 4 bar/deg降至3 bar/deg，測試結果表明，外特性額定點5 500 r/min工況，缸體振動加速度最大值降低20%，正時蓋板振動加速度最大值降低28%，具體如表1所示。即降低最大壓力升高率，整機燃燒激勵下降顯著，該方案有效。

表1 優(yōu)化最大壓力升高率整機振動幅值對比

測點振動加速度值max/g降幅/% 優(yōu)化前優(yōu)化后 缸體X15.5812.8517.5 缸體Y8.937.1520.0 缸體Z14.1312.0414.8 正時蓋板X755428.0 正時蓋板Y403220.0 正時蓋板Z302226.7

3 正時蓋板結構優(yōu)化

發(fā)動機燃燒時的壓力升高率影響的激勵頻段主要在500～5 000 Hz，通過圖2－圖4所示， 2 000 r/min以上，整機前方存在700～2 500 Hz共振帶，其中700～1 200 Hz聲源主要在正時蓋板下方曲軸孔附近，1 400～2 500 Hz共振帶主要在正時蓋板上方進氣凸輪蓋板附近，因此，推測正時蓋板存在700～2 500 Hz的局部模態(tài)，在整機燃燒的激勵下，產(chǎn)生局部結構共振，對前方噪聲產(chǎn)生了放大作用，需對正時蓋板進行模態(tài)分析[6]。

3.1 模態(tài)分析的意義

在分析某結構的振動與噪聲時，可以將任何一個振動噪聲產(chǎn)生系統(tǒng)按“源-路徑-接受者”的分析模型來表示。在這個振動噪聲產(chǎn)生模型中，結構件的振動特性是該模型結構件的固有屬性，也就是結構的模態(tài)參數(shù)。在對該部分進行模態(tài)分析時需要獲得結構件相關的動態(tài)特征參數(shù)。結構件的振動響應等于激勵力乘以頻響函數(shù)，如果該結構件的頻響函數(shù)在激勵力產(chǎn)生的激勵頻率處剛好有峰值，那么該結構件必將因為共振產(chǎn)生嚴重的振動噪聲問題。

模態(tài)分析主要有：

1）有限元模型精度控制。在進行系統(tǒng)性結構仿真時，必須保證各單體零部件的模型精準度，因此，必須對各單體模型進行模態(tài)校核，通過對模型的仿真模態(tài)和試驗模態(tài)進行比對分析，對仿真模型進行調試，保證仿真模型的精準度，為系統(tǒng)模型的有限元仿真精度起到保障作用。

2）結構輻射噪聲控制。結構件輻射噪聲是振動模型中激勵源激勵結構件產(chǎn)生振動，振動通過結構傳遞到接受者附近，并向外輻射噪聲，此類結構輻射噪聲除了需要對激勵源進行控制外，還需要通過模態(tài)的匹配和優(yōu)化進行控制。

在本文中，由于該機型實物已經(jīng)制作出，再通過仿真分析的手段對其進行結構模態(tài)分析，意義已經(jīng)不大，因此重點通過試驗測試的手段，對工作狀態(tài)下的整機正時蓋板模態(tài)進行測試，并判斷正時蓋板的固有頻率和振型是否存在問題。

3.2 正時蓋板模態(tài)測試

為了使測得的模態(tài)值更貼合發(fā)動機的實際工作狀態(tài)，將整機結構件組裝成一體，在此基礎上測試正時蓋板模態(tài)，測試狀態(tài)如圖5所示。

圖5 整機狀態(tài)下正時蓋板模態(tài)測試

測試結果表明，在700～2 500 Hz附近，前方正時蓋板共存在9階局部模態(tài)，正時蓋板局部模態(tài)與前方共振帶頻率段一致，即該發(fā)動機前方噪聲大問題主因為正時蓋板存在大量局部模態(tài)（700～2 500 Hz）被發(fā)動機燃燒噪聲頻段激起產(chǎn)生共振輻射噪聲，對前方噪聲進行了放大。需對正時蓋板結構進行優(yōu)化。前9階模態(tài)數(shù)據(jù)如表2所示。

表2 油底殼前9階局部模態(tài)

序號模態(tài)頻率/Hz模態(tài)位置 1958曲軸孔上方 21 135曲軸孔上方 31 295曲軸孔上方 41 447進氣凸輪軸蓋板 51 573進氣凸輪軸蓋板 61 712進氣凸輪軸蓋板 71 972進氣凸輪軸蓋板 82 325進氣凸輪軸蓋板 92 522進氣凸輪軸蓋板

其中1－3階局部模態(tài)陣型基本一致，在正時蓋板曲軸孔上方，如圖6所示。

圖6 曲軸孔上方局部振型圖

其中4－9階局部模態(tài)陣型基本一致，在正時蓋板進氣側凸輪軸上方，如圖7所示。

3.3 正時蓋板結構優(yōu)化

針對曲軸孔上方與進氣凸輪蓋板兩處結構模態(tài)密集問題，在兩處振型突出位置增加螺栓約束，對振型結構面進行分割，減小噪聲輻射面積，同時抑制蓋板振幅，以起到降低正時蓋板輻射噪聲目的，如圖8所示[7]。

對改制后正時蓋板進行模態(tài)測試，測試結果表明，蓋板改制后700～2 500 Hz模態(tài)由9個降低到5個，模態(tài)密度顯著降低。改制后蓋板響應值顯著降低（800～1 400 Hz響應值最大由0.4 g/N降低到0.3 g/N；1400～2 500 Hz響應值最大從3.2 g/N降低到1.2 g/N），如圖9所示。說明相同激勵的情況下通過增加螺栓約束優(yōu)化正時蓋板結構，正時蓋板產(chǎn)生振動噪聲的風險顯著降低，可按此方案對正時蓋板進行結構優(yōu)化。

4 驗證測試

在消聲室臺架，根據(jù)國標《往復式內燃機聲壓法聲功率級的測定第3部分：半消聲室精密法》（GB/T 1859.4－2017）對采取兩種方案后的發(fā)動機進行臺架噪聲復測，以驗證方案最終有效性。結果表明，綜合兩種方案后，外特性工況2 000～5 500 r/min，整機前方噪聲降低1～2.5 dB(A)，四方平均噪聲同時降低1～2.5 dB(A)，降低顯著，如圖10所示，方案有效，并按此方案進行整改。

圖10 整改前后整機噪聲曲線對比

5 總結

本文對某高效2.0TGDI混動專用汽油機配皮卡車型在發(fā)動機NVH開發(fā)階段發(fā)現(xiàn)的前方噪聲大問題進行分析，確定主要原因為發(fā)動機最大壓力升高率大導致的燃燒激勵大和正時蓋板局部模態(tài)多導致的蓋板共振對前方噪聲產(chǎn)生了放大作用。通過從降低最大壓力升高率降低燃燒激勵和優(yōu)化正時蓋板結構提高模態(tài)頻率降低模態(tài)密度兩個主要方向，最終達到降低前方噪聲和整機噪聲的目的。方案優(yōu)化后，外特性工況2 000～5 500 r/min轉速段整機前方噪聲降低1～2.5 dB(A)，四方平均噪聲同步降低1～2.5 dB(A)，優(yōu)化效果顯著。當前該方案已應用于該機型配皮卡車型，以較低的成本對整機的噪聲優(yōu)化做出重要貢獻。

[1] 章家續(xù),李凱.發(fā)動機噪聲的產(chǎn)生及控制[J].汽車實用技術,2023,48(14):201-204.

[2] 舒歌群,劉寧.車輛及發(fā)動機噪聲聲品質的研究與發(fā)展[J].汽車工程,2022(5):403-406.

[3] 韓丹,王國剛,王金立,等.某汽油機噪聲優(yōu)化研究[J]. 汽車實用技術,2018,43(22):93-94.

[4] 劉瑞駿,郝志勇,閆永佳,等.汽油機燃燒噪聲導致的整車異響研究[J].汽車工程,2016(10):1252-1257.

[5] 王金立,李凱,張立慶,等.某柴油機怠速燃燒噪聲的試驗研究[J].內燃機與配件,2016(5):13-17.

[6] 李凱,王國剛,王卓,等.基于調制分析的齒輪異響診斷研究[J].內燃機與配件,2018(38):151-155.

[7] 王國剛,王金立,李凱,等.某汽油機正時系統(tǒng)分析與優(yōu)化[J].內燃機與配件,2017(12):27-29.

Optimization of Acoustic Performance of Timing Cover Plate of a High Efficiency Gasoline Engine

ZHANG Jiaxu1, TANG Xiu2, WANG Guogang*1

( 1.Engine Company Power Research Institute, Anhui Jiang Huai Automobile Group Company Limited,Hefei 230601, China; 2.Anhui Haixuan Education Technology Company Limited, Hefei 230601, China )

Timing cover plate is an important structural component of high efficiency hybrid gasoline engine, and its acoustic performance directly determines the radiated noise of the whole engine. In the noise, vibration, harshness (NVH) test of a newly developed hybrid special high efficiency gasoline engine, it is found that the radiated noise in front of the engine is at the maximum value in the four sides of the engine (front, intake side, exhaust side, above). A large number of local modes exist in the engine timing cover plate, and resonant radiation noise is generated under engine combustion excitation. The modal density and vibration amplitude of the timing cover plate can be effectively reduced by reducing the maximum pressure rise rate during engine combustion and adding bolt constraints at the dense location of the timing cover plate modes. The acceptance test results show that the radiation noise of the whole machine is reduced by 1～2.5 dB(A), which plays a key role in reducing the noise of the whole machine.

Gasoline engine;Timing plate; Acoustic response; Acoustic power

U467

A

1671-7988(2023)18-67-05

章家續(xù)（1983－），男，工程師，研究方向為動力總成匹配開發(fā)，NVH評價及優(yōu)化，E-mail:zjx.jxzx@jac.com.cn。

王國剛（1989－），男，碩士，工程師，研究方向為動力總成匹配開發(fā)，NVH評價及優(yōu)化，E-mail:461429413 @qq.com。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2023.018.014