某款發動機怠速時異響故障原因探索及解決

李京雷，覃 濤，馮祖龍

（上汽通用五菱汽車股份有限公司，廣西 柳州 545007）

汽車噪聲與振動是衡量汽車品質的一項非常重要的指標，隨著生活水平的提高，人們對整車NVH的要求也越來越高。某車型車輛在怠速時副駕駛位置聽到較明顯的咕咕異響聲音，特別在安靜的環境更明顯，嚴重影響顧客駕乘體驗，抱怨強烈。

1 問題分析定位

通過對故障車輛實車分析（見問題定義樹），并嘗試通過拆卸單個、互換零件等方法來對異響源進行振動、噪聲測試分析，最終確認故障是由壓縮機支架模態不滿足要求引起，詳情如圖1所示。

圖1 異響問題定義樹

通過在駕駛室、發動機艙和壓縮機等部位布點進行模態實驗分析，分析結果見圖2所示，進一步確認故障位置，通過多點比對，發現駕駛室內的噪聲頻率與壓縮機的振動頻率相同，因此可以判斷異響是由于支架或者帶輪不符合BP模態要求所致。

圖2 異響頻率與振動頻率比對圖

2 壓縮機支架模態分析驗證

2.1 模態理論分析

模態是機械結構的固有振動特性，每一個模態都具有特定的固有模態振型、頻率和阻尼比，可以通過試驗或者有限元仿真獲得。模態分析是一種結構認知方法，可以根據頻率、阻尼、模態振型這些本質特征來描述結構，幫助明白結構是怎樣振動的，其最終目標在是識別出系統的模態參數[1]。

具有N個自由度的線性定常系統的基本振動方程可寫成：

式中：M為系統的質量矩陣，C為阻尼矩陣，K為剛度矩陣；X¨（t）為加速度向量，X˙（t）速度向量，X（t）為位移向量，F（t）為動激勵載荷向量。

在進行模態分析時，由于結構阻尼一般較小，對振型和固有頻率的影響甚微，通常忽略不計。于是方程（1）可簡化為方程（2）：

求解固有頻率與振型的問題就轉化為求解方程特征值與特征向量的問題。

本文通過LMS Test.Lab進行實驗模態分析，模態實驗激勵點圖如圖3所示。激勵點的選擇一般有以下兩個原則：首先應該避開一階振型節點，保證測點信號有較高信噪比，避免遺漏模態；其次要選擇便于激勵傳遞的位置，該位置剛度應盡量大。

圖3 模態測試布點圖

測試點應該選擇能夠反應測試零部件結構輪廓、避開各階振型節點、顯示模態振型特征的點[2]。

2.2 模態實驗分析

通過LMS Test.Lab實驗模態分析的結果如下圖4、5所示，其中實線為帶皮帶的測試結果，虛線為拆皮帶的測試結果。

圖4 拆/帶皮帶情況下壓縮機支架各方向模態圖

圖5 拆/帶皮帶情況下帶輪各方向模態圖

表1測試結果顯示：帶輪在拆與帶皮帶的情況下測試的各方向模態結果相同；壓縮機支架無論在帶皮帶還是在拆皮帶情況下Y向模態都相對偏小。

表1 模態實驗結果表

3 壓縮機支架結構優化及驗證

3.1 壓縮機支架設計優化

汽車壓縮機支架在A/C OFF檔時要受到發動機為震源傳遞的振動，在A/C ON檔時同時還要受到壓縮機為震源傳遞的振動，因此壓縮機支架設計時的固有頻率要同時避開該兩個震源的振動頻率，一般情況下，汽車發動機怠速頻率的激勵對整車振動影響比較大，故障車為四缸發動機，怠速轉速約為750 r/min-850 r/min，根據公式（3）：

其中n為發動機轉速，z為發動機缸數，τ為沖程系數[3]。

可換算出發動機怠速振動頻率約為25 Hz-28 Hz，空調壓縮機的各檔位振動頻率范圍為30 Hz-120 Hz，這就要求壓縮機支架的固有頻率要遠離這兩個頻率區間。

此外，根據汽車行業通用設計標準中關于子系統技術條件：壓縮機支架一階模態要求必須達到400 Hz以上，詳情見圖6所示。

圖6 標準要求

根據以上兩點要求，對壓縮機支架進行結構設計優化，增強Y向模態，并保證其一階模態達到400 Hz以上，優化后的支架如下圖7所示。

圖7 壓縮機支架優化前后結構對比

3.2 壓縮機支架優化前后測試對比

將優化前后的壓縮機支架裝機測試，通過檢測駕駛員耳旁、發動機艙、壓縮機支架處的噪聲可發現，測試對比結果見圖8、9、10，優化后的壓縮機支架有效地降低了三處的噪聲。

圖8 駕駛員側噪聲對比

測試結論：模態提升后，駕駛員耳旁處無異響頻帶。

圖9 發動機艙噪聲對比

測試結論：模態提升后，發動機艙無異響頻帶。

圖10 壓縮機支架處噪聲對比

測試結論：模態提升后，壓縮機支架處無異響頻帶。

從圖11、12的測試結果可得出結論：皮帶輪處測試Y向模態從170 Hz提升到237 Hz，提升模態后，駕駛員耳旁處、發動機艙無異響頻帶，改善效果明顯，用戶已感知不到原來發動機傳過來的咕咕異響。

圖11 壓縮機支架優化前各方向模態

圖12 壓縮機支架優化后各方向模態

4 結束語

通過對車輛存在異響故障進行原因分析，用振動與噪聲理論指導診斷鎖定故障點，根據理論計算優化零件設計，將優化零件、原來零件實車驗證，改善效果良好，達到優化改善目的。