發動機平衡軸剪刀齒嘯叫問題分析及設計優化

侯秋豐 王海龍 趙 川 孫洪偉

（寧波吉利羅佑發動機零部件有限公司 浙江 寧波 315336）

引言

良好的動力性、經濟性和舒適性是現階段乘用車追求的目標，為了滿足客戶對車輛振動和噪聲性能日益增高的需求，人們應用各種各樣的辦法使汽車發動機運轉更加平穩。平衡軸系統的引入大幅提升了發動機的NVH 性能，其作為一項關鍵技術在國內外各個整車廠得到廣泛應用。

平衡軸自身結構是一個帶有偏心質量塊、并伴隨曲軸以固定速比轉動的軸，偏心質量塊旋轉時會產生離心力，可以全部或部分抵消發動機的往復慣性力或者翻轉力矩。四缸機由于一階往復慣性力實現自平衡，無需額外引入平衡機構，四缸機平衡軸是為了降低發動機運轉過程中二階往復慣性力帶來的振動，使發動機獲得良好的平衡效果，降低發動1 機的振動和噪聲，從而提高車輛的舒適性。

平衡軸系統工作過程中需要曲軸傳遞動力，平衡軸的驅動類型大部分是齒輪傳動或者鏈條傳動，由于發動機的轉速不均勻導致平衡軸驅動系統在運轉過程中也難免會產生一定的振動和噪聲。本文針對某款2.0T 四缸機平衡軸系統驅動齒輪的嘯叫問題進行了研究，并對齒輪進行優化，從而達到消除嘯叫噪聲的目標。

1 噪聲源識別

1.1 問題描述

某款試驗車輛的發動機在怠速工況和小油門加速工況1 000～3 000 r/min 區間存在嘯叫異響，對此異響進行NVH 評價主觀評分5.5 分，用戶存在嚴重抱怨。針對問題車輛進行數據采集，對所采集數據進行頻譜分析，車輛的加速和怠速的噪聲測試分析結果如圖1 和圖2 所示，數據分析顯示用戶抱怨的嘯叫異響是102 階[1]。然后對嘯叫異響發動機的平衡軸組件進行ABA 換件驗證，得到的結論是嘯叫異響跟隨平衡軸組件，因此鎖定此嘯叫異響與平衡軸組件強相關。

圖1 小油門加速工況

圖2 怠速工況

1.2 平衡軸系統介紹

該款發動機平衡軸系統如圖3 所示，平衡軸驅動力來源是發動機曲軸，由曲軸齒輪驅動平衡軸組件。平衡軸組件包含2 根平衡軸，每根平衡軸上固定一個平衡軸齒輪和兩個平衡重。發動機運轉過程中，先由固定在發動機曲軸上的曲軸齒輪把轉矩傳遞給平衡軸齒輪1，然后平衡軸齒輪1 帶動平衡軸齒輪2轉動，從而驅動平衡軸系統。由于齒輪的作用，2 根平衡軸的旋轉方向相反，4 個平衡重旋轉后產生的離心力在發動機橫向的分力相互抵消，離心力在發動機垂直方向的分力與發動機活塞連桿系統的二階往復慣性力相抵消，從而達到平衡的作用[2]。本方案平衡軸系統中平衡軸齒輪2 不是簡單的鋼齒斜齒輪結構，而是以一種組件的結構存在，如圖4 所示，我們通常稱之為剪刀齒結構。

圖3 平衡軸系統

圖4 平衡軸剪刀齒

平衡軸系統的齒輪全部為斜齒輪，曲軸齒輪的齒數為102 個，平衡軸齒輪1 的齒數為51 個，平衡軸齒輪2 的齒數也為51 個，2 個平衡軸的轉速為發動機轉速的2 倍。剪刀齒組件由2 個同軸的主齒和副齒組成，主副齒輪之間可以相對自由轉動，在主副齒輪間預留一部分空隙安裝“C”形扭簧，扭簧通過定位銷限位，主副齒輪相對轉動時扭簧能提供剪切力，碟形彈簧和卡簧產生的軸向力把主副齒輪壓在一起產生阻尼，由此組成剪刀齒組件。剪刀齒組件也是一套彈簧阻尼系統，在平衡軸系統工作時起到減振作用。剪刀齒的另一個作用是通過主副齒輪的相對轉動，隨時補償嚙合的齒輪副之間的側隙，降低由于轉矩波動帶來的齒輪敲擊異響，但同時由于扭簧剪切力的作用使齒面正壓力增大，齒面壓力增大會帶來齒輪嘯叫風險[3]。

1.3 聲源鎖定

本套平衡軸系統的3 個齒輪中，有2 組齒輪副同時工作，這2 處都有可能是嘯叫的噪聲源，需要制定排除法鎖定嘯叫產生的位置：

1）調整曲軸齒輪和平衡軸齒輪1 的側隙，驗證是否因為齒輪側隙過小而產生嘯叫；

2）摘除剪刀齒副齒，取消剪刀齒的消隙功能，驗證是否因為剪刀齒剪切力過大導致嘯叫。

首先按照第1）個方案驗證，手動調節把曲軸齒輪和平衡軸齒輪1 之間的側隙分別調節為0.04 mm和0.12 mm 進行驗證和測試評價，發現102 階嘯叫異響并未減輕。然后按照第2）個方案驗證，拆解后去除剪刀齒副齒后裝車驗證和測試評價，發現102 階嘯叫異響消失。

通過上述方案驗證結果，可以鎖定此平衡軸嘯叫異響是由平衡軸齒輪1 和平衡軸齒輪2 之間嚙合產生的。

2 齒形分析及參數優化

2.1 嘯叫機理

曲軸齒輪每轉過一個齒就會產生一次撞擊，即每圈撞擊的次數與齒輪的齒數相等，其嚙合頻率為[4]:

式中：f 為頻率，Hz；N 為齒數，n 為轉速，r/min。

曲軸齒輪齒數N 為102，發動機怠速轉速n 為800 r/min，怠速轉速下發動機曲軸齒輪與平衡軸齒輪1 的撞擊頻率f=1 360 Hz。由此可知，由于曲軸齒輪的沖擊產生激勵，平衡軸齒輪1 與平衡軸齒輪2嚙合過程的傳遞誤差[5]產生嘯叫聲。

2.2 仿真分析

根據經驗，決定通過齒面修形參數優化提升來解決此嘯叫問題，制定了優化提升的工作流程圖，如圖5 所示。

圖5 工作流程圖

首先對發動機曲軸系統進行扭振分析[6]，需要把連桿和平衡軸的旋轉慣量等效到曲軸系統模型中，如圖6、7 所示。提取出第六曲柄臂（11 位置）曲軸齒輪處的角加速度，通過角加速度計算出平衡軸齒輪的沖擊載荷，計算結果如圖8 所示。曲軸齒輪與平衡軸齒輪1 側隙為0.12 mm 時，發動機轉速5 000 r/min工況下，平衡軸齒輪1 最大沖擊轉矩146 N·m，平衡軸齒輪2 最大沖擊轉矩116 N·m。

圖6 軸系模型

圖7 軸系仿真模型

圖8 齒輪沖擊載荷

然后根據發動機模型采用MASTA 軟件對其進行仿真建模，為了使仿真計算結果更準確，就需要考慮發動機缸體和軸系剛度的影響，建模如圖9 所示。

圖9 仿真建模

最后通過仿真模擬接觸斑點和計算傳遞誤差，仿真結果如圖10 所示。平衡軸齒輪1 和剪刀齒副齒的接觸斑點出現不同程度的偏心，且接觸斑點面積較小。同時計算得到齒輪傳遞誤差值大于0.1，“C”型扭簧的轉矩對平衡軸齒輪1 和剪刀齒主齒的傳遞誤差幾乎沒有影響，對剪刀齒副齒傳遞誤差的影響較大，如圖11 所示。根據仿真結果評估，此狀態的齒輪配合出現嘯叫問題的風險較大。

圖10 接觸斑點

圖11 傳遞誤差

2.3 齒形優化

由于嘯叫出現在平衡軸齒輪1 和平衡軸齒輪2的嚙合部位，根據歷史項目經驗，把2 個齒輪的部分齒面修形參數進行優化，優化前后的參數對比如表1所示。

表1 齒面修形參數對比 μm

然后把優化后的參數再次帶入模型中計算。如圖12 所示，優化后的齒輪接觸斑點都處于居中位置，而且接觸面積均勻，接觸區域超過齒面的80%。傳遞誤差也在原方案的基礎上有較大提升，達到了小于0.1 的水平，與優化前曲線趨勢類似，如圖13 所示。“C”型扭簧的轉矩對平衡軸齒輪1 和剪刀齒主齒的傳遞誤差幾乎沒有影響，對剪刀齒副齒傳遞誤差的影響較大，扭簧力矩取值選擇在曲線拐點3 N·m的位置。根據仿真評價標準，新的齒面修形方案出現嘯叫的概率很低。

圖12 優化后齒輪接觸斑點

圖13 優化后傳遞誤差

3 方案驗證

3.1 接觸斑點驗證

對齒輪進行齒面修形，對優化前后的樣件進行接觸斑點測試，接觸斑點的對比結果如圖14 和15所示。從圖片可以看出剪刀齒主齒和副齒的接觸斑點明顯改善，嚙合齒面的接觸面積和接觸均勻性都有較大提升，通過這個試驗驗證了仿真結果的準確性。

圖14 優化前接觸斑點

圖15 優化后接觸斑點

3.2 NVH 性能驗證

把平衡軸組件的舊齒輪替換成優化后的新齒輪，然后裝車進行NVH 測試和主觀評價。主觀評價平衡軸102 階嘯叫改善明顯，主觀評分為7.0 分，測試結果如圖16 所示，102 階次特征消失。

圖16 優化后小油門加速工況

4 結論

1）平衡軸嘯叫異響來源于齒輪嚙合，發動機曲軸的轉矩波動帶來剪刀齒齒面壓力的變化，剪刀齒參數設計的不合理會使齒輪傳遞誤差增大，當大于某個閥值時，駕駛員或乘客在發動機特定工況下就能感受到NVH 的惡化。

2）齒輪的傳遞誤差與齒面修形強相關，設計合理齒形齒向參數對嘯叫有明顯的改善，在產品設計初期有必要通過CAE 仿真分析優化齒形參數，能夠有效縮短開發驗證周期。

3）在修形參數確定的情況下，調整剪刀齒剪切力也會影響傳遞誤差，但是貢獻度不如齒面修形貢獻度大，可以在齒面修形無法優化或者設備能力無法提升的前提下對剪刀齒剪切力進行優化。

4）齒輪的傳遞誤差直接影響齒輪接觸斑點的形狀，雖然平衡軸剪刀齒模數較小，但對其做接觸斑點試驗，也有助于提前預測裝車后的NVH 表現，對設計也能發揮有效的指導作用。