基于動力學分析的發動機噪聲控制分析

楊 林，劉進偉，劉志友，唐 程

（隆鑫通用動力股份有限公司，重慶400052）

某排量為300cc的單缸發動機在方案樣機階段，怠速（發動機轉速為：1 500 rpm）工況下整機噪聲水平較差，嚴重影響該機在市場的競爭力。需準確識別整機的主要噪聲源和根本影響因素，對其進行有效設計和優化，控制主要噪聲源，提升整機噪聲水平，為提升其它載體的噪聲水平奠定聲學研究基礎[1]。

摩托車發動機內部產生機械噪聲的因素很多，噪聲類型多種多樣，因此通過發動機表面產生的輻射噪聲去識別噪聲源，需要采用合理的測試方案。本文使用Microflown Technologies公司的專業測試設備，通過麥克風探頭對發動機表面進行聲強掃描，生成直觀的聲強云圖，判定發動機各部位的噪聲大小，然后分析頻譜特征，結合發動機運動件特征頻率，確定產生主要噪聲的零部件。

1 噪聲測試和分析

對發動機進行噪聲水平進行摸底，該測試在環境噪聲為35dB（A）的半消聲室內進行，測試方案如圖1所示，麥克風距離發動機1 m，整機噪聲聲壓級為71.1 dB（A）.

圖1 發動機噪聲測試

采用Microflown聲學測試設備的麥克風P-U探頭掃描怠速工況下的發動機表面，分析U通道數據，可得到發動機表面的聲強云圖，如圖2所示。從發動機表面的聲強云圖中，可得出該發動機右曲軸箱蓋離合器外側的輻射噪聲貢獻量最大，該區域存在的運動件為：離合器、初級傳動齒輪、軸承等。噪聲貢獻量其次的部位包括氣缸頭右側中部（鏈條腔外側）、平衡軸系外側、發動機底部（主要為發動機底部輻射噪聲與支架反射造成）。

圖2 發動機聲強云圖

產生主要噪聲的類型大致為：齒輪嚙合噪聲、軸承撞擊噪聲、離合器膜片摩擦噪聲等，為確定產生主要噪聲的運動部件，需對測試結果進行傅里葉變化分析，獲取噪聲的頻譜特性判斷噪聲源，頻譜特性結果如圖3所示。

圖3 噪聲頻譜特性

由頻譜特性分析結果得出該發動機的主要峰值噪聲為 550 Hz、1 050 Hz、1 650 Hz，這些頻率均為發動機基頻的高階倍頻。根據發動機在怠速1 500 rpm工況下各運動件的運轉頻率，可確定這三個主要峰值頻率為初級傳動齒輪（主動齒輪的齒數為22）嚙合的1階頻率、2階頻率、3階頻率。在嚙合的2階頻率1 050 Hz下最大，是由于該發動機配有平衡軸系統，能夠對發動機的1階往復慣性力進行有效平衡，導致齒輪在發動機2階激勵頻率下的嚙合噪聲突出。

2 齒輪嚙合噪聲分析

齒輪嚙合噪聲的產生是由于點火后發動機曲軸突然加速，主動齒角速度加快，使得主動齒撞擊從動齒發出聲音。排氣行程減速時，主動齒角速度減慢，若主從齒輪之間存在一定間隙，導致從動齒撞擊主動齒而發出聲音。間隙越大，撞擊造成的噪聲越大。因此產生齒輪嚙合噪聲的兩個要素為：曲軸轉速變化、齒隙的存在，其影響原理如下圖4所示。兩大要素中，消除某一要素，撞擊音就消失。

圖4 齒輪噪聲原理

齒輪在嚙合過程中，根據齒輪撞擊的能量守恒，得出：

在式（1）中，m為質量；v為速度；E1為撞擊產生能量；E2為離合器吸收能量。因此，基于齒輪噪聲產生原理，提出以下對策[2，3]：

（1）主動控制：保證燃燒的穩定性，增大曲軸的轉動慣量，齒隙零處理，提高齒輪精度，增加配對齒輪齒數等。

（2）被動控制：提高離合器的減振效率，增加吸振裝置等。

3 動力學仿真分析

因考慮到降低摩托車單缸發動機的曲軸轉速波動和減小齒輪的嚙合間隙方案的實施難度較大，本文提出一種被動控制策略方案，通過降低離合器的扭轉剛度，提升離合器減振能力[4]。

3.1 動力學模型建立

利用1D動力學仿真分析軟件，對發動機的動力-傳動系統進行分析。該模型包括曲軸、離合器、變速器、軸承等系統，基礎參數如表1所示，動力學模型如圖5所示。

表1 發動機總成基本參數

圖5 動力-傳動系統動力學模型

3.2 離合器剛度測量

該發動機離合器采用6個橡膠減振，結構如圖6所示。動力學模型中用剛度和阻尼特性模擬離合器的減振效果，因離合器在工作過程中扭轉角度較小，需通過專業的檢測設備測量其扭轉剛度值，其測試結果為圖7所示。

圖6 離合器剛度測試示意圖

圖7 離合器減振特性對比結果

表2 離合器基本參數

3.3 仿真分析

離合器在軸系運轉過程中，因存在彈性減振系統，會在某個轉數）頻率）下發生共振現象，因此需要分析三種類型離合器-軸系統的固有頻率是否與怠速工況下的激勵頻率25 Hz相同，分析結果如圖7所示。得出三種離合器-軸系的固有頻率依次為94 Hz、91 Hz、86 Hz，判定在怠速工況下無扭振問題發生[5，6]。

對不同扭轉剛度的離合器減振特性進行分析，分析結果如圖7所示，得出原狀態離合器受到的最大沖擊力矩達到36.2 N·m；扭轉剛度為24.2 N·m/deg的離合器受到28.19 N·m的沖擊力矩；扭轉剛度為20.6 N·m/deg的離合器受到19.25 N·m的沖擊力矩。結果表明，扭轉剛度越大，軸系受到的沖擊力矩越大，導致齒輪的撞擊音變大。

綜上分析，將離合器中6個橡膠的剛度值降低，滿足離合器的扭轉剛度為20.6 N·m/deg.

4 試驗驗證

為了驗證動力學仿真的準確性，在與摸底試驗相同工況下，進行聲強掃描和噪聲測試試驗，測試結果如圖8、圖9所示。

圖8 發動機聲強云圖

圖9 噪聲聲壓級對比結果

與圖2的測試結果進行對比分析，從噪聲云圖比較可以看出，離合器部位的主要貢獻源噪聲分布發生了變化，右曲軸箱蓋離合器外側噪聲減小很明顯，減小3 dB左右。同時從圖9中可以看出，怠速工況下降噪效果為1.1 dB（A），而3 000 r/m和4 500 r/m工況下，降噪效果更明顯，達到4.5 dB（A）.表明了本次降低離合器扭轉剛度方案可行。

5 總結

通過對發動機進行聲強掃描和頻譜特性分析，得出噪聲的最大貢獻源；然后對發動機傳動系統進行仿真分析，得出造成噪聲最大的主要原因；并提出一種被動控制策略，降低離合器扭轉剛度，提升離合器的減振能力。經試驗驗證，方案效果明顯，在發動機噪聲控制分析方面具有一定的指導意義。

[1]龐 劍，諶 剛，何 華.汽車振動與噪聲——理論與應用[M].北京：北京理工大學出版社，2006.

[2]李 昂，劉虎東.關于防振與防振橡膠[J].橡膠工業，2012，39（2）：6-11.

[3]文 斌.聯軸器設計選用手冊[M].北京：機械工業出版社，2009.1.

[4]嚴濟寬.機械振動隔離技術[M].上海：上海科技技術出版社，1986.

[5]趙 騫，鄧江華，王海洋.傳動系部件扭轉剛度對后驅傳動系扭振模態的影響[J].噪聲與振動控制，2011，31（5）：49-52.

[6]呂建勤，陸福干.離合器扭轉減振彈簧計算及試驗方法研究[J].科技創新與應用，2013（27）：7-8.