某汽油發動機附件系統噪聲優化

王小燕，盧生林，劉 濤，李卓卓，石文杰 Wang Xiaoyan，Lu Shenglin，Liu Tao，Li Zhuozhuo，Shi Wenjie

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某汽油發動機附件系統噪聲優化

王小燕，盧生林，劉 濤，李卓卓，石文杰
Wang Xiaoyan，Lu Shenglin，Liu Tao，Li Zhuozhuo，Shi Wenjie

（奇瑞汽車股份有限公司 汽車工程技術研發總院，安微 蕪湖 241000）

在某款新開發汽油發動機搭載整車進行NVH（Noise、Vibration、Harshness，噪聲、振動與聲振粗糙度）試驗過程中，發現定置加速及低速低負荷行駛時車內存在嗚嗚聲，影響車內聲音品質，容易引起消費者抱怨。針對噪聲問題，詳細闡述了排查過程，鎖定噪聲來源于發動機附件系統，運用仿真和試驗相結合的方式探究噪聲的產生機理；從激勵源和傳遞路徑方面研究改善該噪聲的解決方案，通過對各方案進行多維度比較確定最優解決方案，應用后車內嗚嗚聲消失，車內聲音品質明顯提高。

附件系統；張緊器；共振；惰輪圓度；噪聲

0 引 言

近年來消費者對汽車振動噪聲舒適性問題的抱怨呈上升趨勢，汽車NVH（Noise、Vibration、Harshness，噪聲、振動與聲振粗糙度）性能的優劣以及聲音品質是否滿足消費者的需求，已經成為影響汽車銷量的重要因素；因此汽車的NVH性能越來越受到生產廠家的重視，整車NVH性能在整車開發調校過程中是必不可少的指標[1]。

車輛在定置加速及低速低負荷加速行駛時由于背景噪聲較低，車內輕微粗糙的噪聲便容易被消費者感知并引起抱怨。某款新開發汽油發動機在搭載整車進行NVH摸底試驗及主觀評價過程中，定置加速及低速低負荷行駛時車內存在嗚嗚聲，影響車內聲音品質。依托激勵源—傳遞路徑—響應的邏輯思想，基于主觀評價和BTB（Back to Back，背靠背）試驗方法，找出噪聲來源于發動機附件系統；運用仿真和試驗相結合的方式探究噪聲的產生機理，指出附件皮帶和張緊器惰輪之間的不穩定摩擦是噪聲的激勵源，提出優化張緊器惰輪表面圓度，通過減小皮帶和張緊器惰輪之間的摩擦激勵來消除共振的解決方案。

1 噪聲源識別分析方法

針對定置加速及低速低負荷行駛時車內存在嗚嗚聲問題，為快速識別噪聲源，通過理論分析，找到合理的噪聲源識別方法。一般常用方法有3種：1）傳統方法：主觀評價法、選擇運行法、選擇覆蓋法、聲壓法、振速法等；2）基于信號處理技術的分析法：頻率分析法、層次分析法、小波分析法、頻域分析法等；3）基于可視化技術噪聲源識別法：聲全息技術等[2]。

采用主觀評價法和基于信號處理技術的頻譜分析相結合的方法，快速鎖定噪聲源位置及頻率。借助噪聲主觀評價工具聽診器初步識別噪聲源位置及噪聲類型。通過頻譜分析法，確定噪聲源的頻率分布以及鎖定問題噪聲的階次及共振帶。

2 噪聲問題描述

在某款新開發汽油發動機搭載整車進行NVH試驗過程中，發現定置加速及低速低負荷行駛過程中，發動機轉速在1 000～2 000 r/min時車內存在嗚嗚聲，影響車內聲音品質，容易引起消費者抱怨。車輛定置加速1 000～2 000 r/min時，車內駕駛員右耳噪聲測試如圖1所示。通過對采集的聲音文件進行濾波回放并結合噪聲圖分析，嗚嗚聲主要是由發動機21階階次噪聲穿過520 Hz左右共振帶被放大引起，如圖1虛線框所示。

圖1 駕駛員右耳噪聲圖

3 噪聲問題排查

針對噪聲問題，借助噪聲主觀評價工具聽診器進行初步噪聲源識別，發現車輛前艙發動機前端附件輪系處的噪聲和車內嗚嗚噪聲相似度較高，初步判斷車內噪聲來源于發動機附件系統。基于BTB試驗方法，通過拆除附件皮帶和復裝附件皮帶的方式進一步鎖定車內的噪聲來自發動機附件系統。

該發動機附件系統的布置如圖2所示。附件系統主要由水泵、發電機、惰輪、空調壓縮機、曲軸皮帶輪、自動張緊器、多楔帶構成。

圖2 附件系統布置示意圖

附件系統包含多個零部件，為了進一步確認噪聲的具體來源，對附件系統相關零部件進行振動測試。基于主觀評價的結果，測試時在自動張緊器擺臂、發電機殼體及正時鏈條殼體表面布置了振動加速度傳感器。

相關零部件振動加速度及對比測試結果如圖3、圖4所示。測試數據表明，自動張緊器擺臂存在顯著的520 Hz左右共振帶，由于該共振帶的存在導致其21階振動明顯大于其他零部件表面的振動，該振動特征和車內噪聲特征一致。

圖3 自動張緊器擺臂振動圖

圖4 附件系統零部件21階振動速度級對比

綜合可知，車內噪聲主要是21階階次噪聲，該階次噪聲在發動機轉速1 500～1 700 r/min時穿過520 Hz共振帶被放大，其中自動張緊器在520 Hz左右的共振帶特別突出。

4 噪聲問題優化

4.1 噪聲產生機理

4.1.1 520 Hz共振帶的來源

為了進一步明確520 Hz共振帶來源，對自動張緊器進行CAE模態仿真計算和試驗模態測試對標分析。自動張緊器CAE模態計算的有限元模型如圖5所示。

圖5 自動張緊器有限元模型

自動張緊器CAE模態計算結果如圖6所示。

圖6 自動張緊器模態計算結果

自動張緊器約束模態計算值和試驗值結果對比見表1。

表1 自動張緊器約束模態計算值和試驗值結果對比 Hz

綜合自動張緊器擺臂振動測試結果及模態對標結果發現，其上520 Hz左右共振帶是由于其固有模態被外界激勵所致。

4.1.2 520 Hz共振帶的激勵來源

發動機前端附件驅動輪系的主要作用是將曲軸帶輪的扭矩通過多楔帶傳遞到發動機附件帶輪上，達到驅動各附件（發電機、空調壓縮機、水泵、動力轉向泵等）工作，滿足整車性能要求的目的[3-4]。多楔帶傳動中動力的傳遞主要依靠摩擦力傳遞，是一個不流暢的打滑過程。皮帶與帶輪之間不穩定的動態摩擦力是各種噪聲產生的主要激勵[5]。基于多楔帶動力傳遞原理，結合發動機附件輪系的布置形式，初步分析520 Hz左右共振帶的激勵來自多楔帶和自動張緊器惰輪之間的不穩定摩擦。為了說明520 Hz左右共振帶的激勵來源進行了相關試驗，試驗方案見表2。試驗過程中測試自動張緊器擺臂振動及車內噪聲等數據，用于不同方案之間對比。

表2 不同材料的惰輪試驗方案 mm

鐵質惰輪的車內噪聲及自動張緊器振動測試結果如圖7、圖8所示。對比結果顯示，采用鐵質惰輪方案后，自動張緊器擺臂520 Hz左右共振帶消失，車內嗚嗚聲消失。

圖7 鐵質惰輪車內噪聲圖

圖8 鐵質惰輪張緊器振動圖

綜上得出噪聲產生機理：塑料材質的惰輪表面圓度偏大，導致多楔帶與惰輪表面的摩擦激勵變大且激勵力不穩定，受摩擦激勵，自動張緊器本體520 Hz左右共振帶被激起，發動機21階階次噪聲穿過該共振帶被放大。

4.2 噪聲問題優化方案

根據噪聲的產生機理，給出兩個優化方案。方案1：減小多楔帶與自動張緊器惰輪之間的摩擦激勵；方案2：優化自動張緊器結構，避開共振頻率。由于所述發動機的自動張緊器是平臺化產品，優化設計的驗證周期及開發成本均不能滿足項目時間節點要求，因此否定方案2。優化主要從減小摩擦激勵入手，將自動張緊器惰輪更改為鐵質材料后可以降低動態摩擦激勵，消除噪聲；但是綜合質量、成本、開發周期、可靠耐久試驗等，鐵質惰輪方案僅可以作為問題驗證方案，不能作為批量生產方案。從減小摩擦激勵力角度出發，結合鐵質惰輪方案的驗證結果，給出優化塑料惰輪表面圓度這一方案，通過機加工減小惰輪表面圓度，降低多楔帶和塑料惰輪之間的摩擦力，從而使自動張緊器的固有模態不被激起，消除噪聲。

不同表面圓度的塑料惰輪試驗方案見表3。不同試驗方案的對比結果如圖9、圖10所示。采用0.015 mm表面圓度的塑料惰輪，車內520 Hz左右共振帶消失，21階噪聲在發動機轉速1 500 r/min左右降低約12 dB(A)，改善效果明顯；采用優化方案后進行主觀評價，車內嗚嗚聲消失，聲音品質提升明顯。

表3 不同表面圓度的惰輪試驗方案 mm

圖9 采用不同表面圓度塑料惰輪的車內噪聲

圖10 采用不同表面圓度塑料惰輪的車內21階階次噪聲

5 結束語

通過主觀評價和客觀測量相結合，利用CAE分析技術，詳細闡述車內嗚嗚聲的排查過程，明確了噪聲的產生機理，綜合考慮各種因素的影響，給出了最優的噪聲解決方案，為解決類似工程問題提供參考。

[1]鄒志輝，張建波，張劍平，等. 冷卻風扇對車內噪聲的影響研究[C]//LMS中國用戶論文選集，2014：1939-1941.

[2]熊建強，黃菊花，廖群. 車輛噪聲源識別理論與方法分析[J]. 噪聲與振動控制，2011，31（4）：97-101.

[3]Gang Sheng. A Study of Drying-Up Friction and Noise of Automotive Accessory Belt [J].SAE International Journal of Passenger Cars-Mechanical System，2013，6（2）：1066-1069.

[4]Sheng G，Qatu M S，Narravula V R. Study of Noise of Accessory Belt Under Cold Condition [J].SAE Technical Papers，2011.

[5]Dukkipati R V，Guojun Q，Jun Z，et al. Vibrations and Instability in Automotive Front End Accessory Drive Belt System [J].SAE International Journal of Passenger Cars-Mechanical System，2009，2（1）：1222-1236.

2019-03-27

U467.4+93

A

10.14175/j.issn.1002-4581.2019.03.005

1002-4581（2019）03-0017-04