某汽油机正时系统异响排查与优化

陈锦霞 崔国旭 杨征睿 仇 征 崔少春 郝鹏飞

（中国汽车技术研究中心有限公司 天津 300300）

引言

随着人们对汽车舒适性追求越来越高，对发动机NVH 的要求也是越来越严格。发动机运行过程中如果出现异响，会对发动机声品质产生很大负面影响。前端面异响作为发动机异响一个主要来源，需要重点关注，前端面异响包括发动机前端附件轮系异响和正时系统异响。

目前，前端面异响的研究大部分停留在附件轮系上，改变皮带的约束角和张紧力、增加单向发电机离合器、增加约束性的惰轮等是解决附件轮系异响的方法[1]。而前端面正时系统异响具有定位分析难、优化成本高等特点，一般的定位方法为阶次分析或者简单的频率计算，优化手段通常为加强密封和隔声。

正时皮带具有噪声小、传动精确、轻量化的特点，被广泛运用于发动机正时传动。但正时皮带与齿轮啮合所产生的噪声依然是发动机机械噪声的主要噪声源。正时罩盖通常具有壁薄、表面积大、刚度小的特点，当噪声的频率等于罩盖的共振频率时，罩不仅不能隔声反而有放大噪声的作用[2]。本文将从这些特性出发，进行正时系统异响的排查与分析。

1 问题的提出

发动机在1 200 r/min 小负荷工况下，前端位置发出“咕咕”异响。在排除前端附件轮系原因后，进行发动机台架试验，在正时罩盖近场5 cm 处布置麦克风，在正时罩盖上布置振动加速度计，测试结果如图1 和图2 所示。

图1 正时罩盖近场1 200 r/min 噪声频谱

图2 正时罩盖1 200 r/min 振动频谱

由噪声及振动频谱可以看出，能量在720 Hz 左右较为集中，且噪声与振动上有相同的表征。1 200 r/min 小负荷工况下，主观评测异响的声学能量占所有噪声的主导，响度最为明显，故初步将异响频带范围锁定在720 Hz 左右。通过测试软件LMS 回放滤波器中带通带阻的分析后，最终确定异响频带区间为620～820 Hz。确定了异响频带区间后进行动力学仿真，以找到异响的激励源。

2 仿真与分析

分别对凸轮轴、曲轴、正时皮带进行动力学建模，进行动力学分析，计算出皮带的动态力结果。并进行皮带动态力频谱以及异响关联性分析，从而分析异响的来源，确定噪声优化方向。

2.1 动力学仿真

首先建立配气机构多体动力学模型，将凸轮轴进排气门的凸轮型线代入模型中，如图3、4 所示，再把进排气阀系部件的质量刚度参数、预紧力、气门间隙等其他参数输入其中，并导入进气门凸轮配气相位。通过以上模型进行全转速下配气机构动力学计算，即可得到进排气凸轮轴负载转矩。

图3 配气机构多体动力学模型

图4 凸轮轴布局及凸轮型线

采用Autoshaft 方法建立曲轴系柔性体多体动力学计算模型[3]，设置活塞、连杆的几何和质量参数以及发动机其他参数，建立模型，如图5 所示。根据曲轴系多体动力学模型可以计算出轴系的转速波动。

图5 轴系多体动力学计算模型

最后建立皮带动力学计算模型[4]，如图6 所示。将凸轮轴驱动转矩、曲轴转速波动等参数作为计算皮带动力学的输入边界，结合皮带、带轮和张紧器的参数，计算得出正时皮带动态力，主要边界参数如表1 和表2 所示。图7 和图8 为1 200 r/min 工况下时域和频域的正时皮带动态力。

图6 皮带动力学计算模型

图7 正时皮带动态力时域图

表1 带轮参数及坐标

表2 张紧器基本结构参数

2.2 问题分析

2.2.1 激励源分析

对正时皮带动态力频率特征进行分析，如图8所示，在250 Hz 之前的峰值为发动机阶次激励，不是本文的分析重点。而动态力在360 Hz 和720 Hz 频率附近也出现峰值，720 Hz 刚好对应异响区间620～820 Hz 的中心频率。由此推断，正时皮带720 Hz 动态力峰值就是前端异响的激励源。

图8 正时皮带动态力频率特征

正时皮带噪声产生机理主要是皮带与齿轮间啮合冲击、皮带自身振动、轮系结构共振。正时皮带与齿轮啮合周期性冲击产生的力叫做多边形效应激励力[5]，其频率理论计算公式为

式中：n 为齿轮转速；z 为齿轮齿数。

本机曲轴正时皮带轮齿数为18，在1 200 r/min转速工况下，通过以上公式计算可得多边形效应力的频率为360 Hz，其二阶分量为720 Hz，由此可知360 Hz 和720 Hz 两个峰值是由正时皮带多边形效应力产生。

针对由皮带的多边形效应力引起的异响，可以通过改变正时皮带各附件的特征频率，使各附件共振频率远离激励频率，达到控制噪声的目的。也可以通过改变正时皮带布置形式，达到降低激励力幅值，从而降低噪声。其次也可以在传递路径上进行优化，如对正时罩盖进行优化。

2.2.2 传递路径分析

对正时上罩盖和下罩盖进行模态分析，如图9和图10 所示。正时上罩盖一到六阶的模态频率最高为475.4 Hz，远离正时皮带的720 Hz 激励频率，不会被激起共振。而正时下罩盖的整体模态偏高，前四阶模态和第六阶模态都远离激励频率。而第五阶模态为732.6 Hz，处于正时皮带的激励范围内，且振型集中于正时下罩盖的上面板，上面板有大面积空腔且缺乏约束，容易引起共振[6]，因此必须进行有效的优化。

图9 正时上罩盖模态

图10 正时下罩盖模态

3 优化与验证

根据上文分析，提出以下三个优化方案：①改变正时皮带附件特征频率：增大惰轮直径；②改变正时带布置形式：在松边处增加一个惰轮③从刚度和结构两方面着手，对正时罩盖进行优化[7-8]。

通过仿真计算初步确认方案的可行性，再通过试验予以验证。

3.1 增大惰轮直径

优化方案一为将惰轮直径增大6 mm，通过增大惰轮直径可以有效地改变正时轮系附件的特征频率。

增大惰轮直径后的正时皮带动态力频域计算结果如图11 所示，由图可以看出正时皮带动态张紧力在720 Hz 的峰值点附近幅值有明显的降低，但局部还有峰值。

图11 增大惰轮直径后正时皮带动态力

布置正时轮系近场麦克风，测试增大惰轮直径后噪声。如图12 所示，优化后的噪声在异响频带区间620～820 Hz 频段的峰值有明显的降低。经过主观测评，“咕咕”异响声得到了很好的控制，但并无完全消失。

图12 增大惰轮直径前后近场噪声

3.2 增加惰轮

优化方案二为在正时皮带的松边上增加一个惰轮，通过改变正时皮带布置形式，达到降低激励力幅值目的，增加惰轮前后布置形式对比如图13 所示。

图13 增加惰轮前后布置形式对比

计算分析正时皮带动态力，如图14 所示，可以看出正时皮带动态张紧力在720 Hz 的峰值点附近幅值有较明显的降低，说明优化方案的方向正确，待试验验证实际效果。

图14 增加惰轮后正时皮带动态力

展开试验验证，增加惰轮前后近场噪声频谱如图15 所示，异响频带区间噪声峰值也有较明显降低。经过主观测评，“咕咕”异响声大幅降低，但并无完全消失。

图15 增加惰轮前后近场噪声

3.3 优化正时罩盖

前文分析出正时罩盖存在刚度不足的问题，特别是正时下罩盖的五阶模态接近正时皮带的激励频率，罩盖很容易发生共振异响。

因此设计优化方案三为：上下罩盖都加厚1.5 mm；为避免分体式罩盖结构密封性和隔声效果不佳，将罩盖从分体式结构造型优化成整体式[9]，并且进行噪声防泄漏处理，图16 为正时罩盖优化前后的实物图。

图16 正时罩盖优化前后的实物图

正时罩盖优化后的整体模态频率有明显的提高，如图17 所示，正时罩下部分五阶模态已经避过激励频率。虽然六阶模态688 Hz 很靠近正时皮带的激励频率，但这阶模态振型为边缘小范围局部模态，不会产生异响噪声问题。

图17 正时罩盖优化后模态

模态仿真结果良好，开展试验进行效果验证。经过正时罩盖的优化，异响频段620～820 Hz 内的噪声振动峰值基本消失，如图18 和19 所示。主观评价后，认为异响消除，优化方案的效果显著。

图18 正时罩盖优化前后近场噪声

图19 正时罩盖优化前后正时罩盖振动

3.4 优化方案总结

本文从异响的激励源和传递路径两方面进行了三个方案的优化，优化方案的方法分别为改变正时皮带附件特征频率、改变正时皮带布置形式、优化正时罩盖。上文提到的异响激励源为正时皮带多边形效应力，而皮带的多边形效应为轮系的固有特性，只受带轮齿数和转速两个因素影响。转速一定，在无法实现改变齿数的方案情况下可以通过改变正时皮带附件特征频率，使各附件远离正时皮带的激励频率，达到控制振动及噪声的目的，或者通过改变正时皮带布置形式，达到降低激励力幅值，从而降低振动及噪声。上面两种方案不能从根本上改变多边形效应力。改变皮带附件频率，规避激励频率能够有效降低系统的振动噪声，但是效果可能会很局限。改变正时皮带布置形式，也只能降低激励力幅值，优化效果也会受限。而优化正时罩盖的刚度和结构，可以有效地避免共振、加强隔声、防止噪声泄漏，此方法如果优化得当可以达到很好的效果。

综上，将惰轮直径增大6 mm、正时皮带松边增加一个惰轮、优化正时罩盖。三组优化方案经验证后异响都得到了不同程度的控制，以优化正时罩盖方案优化效果最佳。考虑到本优化机型为量产机型，改变正时轮系附件尺寸和正时皮带布置形式，不仅会改变发动机的运行稳定性，也会增加优化成本。鉴于以上两点，此次最终优化方案选择优化正时罩盖。

4 结论

1）通过建立配气机构、曲轴系和正时皮带的多体动力学模型，计算得出正时皮带动态力，从而确认异响是由正时皮带动态力激励产生。并进一步分析得出正时皮带动态力的激励峰值是由多边形效应激励力产生。

2）本文设计如下优化方案：①增大惰轮直径，该方案目的是改变正时皮带各附件的特征频率，使各附件远离激励频率。②在正时皮带的松边上增加一个惰轮，该方案的目的是改变正时皮带布置形式，使激励力幅值降低。③正时上下罩盖都加厚1.5 mm，将罩盖从分体式结构造型优化成整体式，该方案的目的是提高正时罩的刚度、密封性和隔声性。

3）从方案的效果上看，增大惰轮直径和在正时皮带的松边上增加一个惰轮的方法，在此次优化中不如正时罩盖的合理优化好。从优化成本上看，对于量产发动机而言，正时罩盖优化显然也是最好的优化方案。

4）本次优化运用了动力学仿真、模态仿真、试验验证等多种方法，将异响问题锁定并予以解决，对今后解决此类NVH 问题有借鉴之处。