降低氣門落座沖擊引起的發動機噪聲

王貴富 楊惠東 梁偉強 左支柳

五羊-本田摩托（廣州）有限公司 廣東省廣州市 511356

機動車噪聲是噪聲污染的主要來源，摩托車發動機外露于大氣中，其產生的聲音直接影響環境噪聲，因此降低摩托車發動機噪聲對環境的影響是重要課題。摩托車發動機噪聲包括燃燒噪聲、進氣噪聲、排氣噪聲、機械噪聲及表面輻射噪聲等。本文對一款發動機的噪聲源進行分析研究，通過減小發動機氣門的落座沖擊力，從而降低了發動機的機械噪聲和表面輻射共振噪聲。

1 現象和噪聲源定位

某款OHV發動機車型，整車在行駛過程中，當發動機轉速運行在6200～6400rpm的工況時，發動機右側區域會有很大的噪聲，對騎行人員體驗感很不好。為了找出產生噪聲的部位，采用噪聲源定位測量方法，在發動機的右側區域進行測量，試驗工況：整車駐車狀態，空檔時加油門使發動機轉速穩定在6350rpm時進行測量。測量的噪聲源定位云圖如圖1，從圖中可以看出，噪聲最大的部位發動機氣缸蓋和氣缸體區域。

圖1 噪聲源定位云圖

2 噪聲產生的原因解析

2.1 噪聲的頻譜試驗及分析

為了分析噪聲產生的原因，對發動機噪聲最大區域，進一步測量了發動機各轉速的聲音頻譜云圖，測量工況是整車駐車狀態，空檔時轉速從2000 rpm～8000rpm逐漸加速的過程,麥克風位置放在發動機氣缸蓋右側距離200mm處。采集了麥克風的聲壓信號并進行FFT頻譜分析。測量結果如圖2。

圖2 聲音頻譜云圖

從聲音頻譜云圖分析，在6000rpm以上，1階的聲音頻譜比較亮，表明1階的聲音較大，并且隨轉速增加頻率升高，說明1階的聲音與發動機轉速相關；另外，在高頻5170Hz、6000Hz頻率附近聲音頻譜明顯比較亮，并且隨轉速變化，頻率不變，說明噪聲中有5170Hz、6000Hz共振噪聲。

從聲音頻譜云圖中，選擇轉速6360rpm時的頻譜曲線分析，如圖3，圖中106Hz的基頻噪聲較大。發動機轉速的頻率f0=Ne/60=6360/60=106Hz，發動機轉速的頻率106Hz與基頻106Hz相同，表明該噪聲是由與發動機轉速相同頻率的激勵力產生的1階噪聲，可以推測：在發動機運動部件中，產生106Hz激勵力部品，可能是氣門落座沖擊力，因為在發動機中進氣門、排氣門每二圈各產生一次落座沖擊力，但進氣門和排氣門是分別在不同時刻產生落座沖擊，所以氣門落座沖擊(包括進氣門和排氣門)的頻率與轉速頻率f0相同，即氣門落座力的頻率正好與基頻噪聲頻率106Hz相同。

圖3 6360rpm的頻譜曲線

除基頻外，聲音頻譜中高頻噪聲5170Hz和6000Hz的比較高，這兩個頻率與基頻106Hz的倍數分別是48.7和60倍，說明這兩個頻率的高頻噪聲與氣門落座力沖擊相關。因為噪聲與振動密切相關的，推測5170Hz和6000Hz高頻噪聲是由于氣缸蓋散熱片的振動引起的，為了證驗高頻噪聲與振動的關系，分別在發動機葉片的不同部位安裝振動加速度傳感器，測量工況整車駐車空檔狀態，發動機緩慢加速從2000 rpm～8000rpm之間進行測量。選擇其中的某測量點，該點的振動頻譜與噪聲頻譜最相近(因為缸蓋散熱片形狀各異，每一點的振動頻譜不盡相同)，該點測量結果如圖4所示，表示發動機加速過程中該點的振動加速度總值。

圖4 氣缸蓋散熱葉片的振動加速度

從圖4可以看出，散熱片的振動隨轉速的升高而增加，特別是在5000rpm以上轉速，振動加速度的增加速率增大，并且在6100rpm附近時有振動峰值，此振動的峰值與6300rpm附近噪聲值較大相對應，說明發動機噪聲大與散熱片振動有直接關系。為進一步分析散熱片的振動，選擇發動機轉速6360rpm時的振動測量結果進行FFT分析，結果如圖5：發動機散熱片6360rpm的振動頻譜曲線。

圖5 氣缸蓋散熱葉片的振動頻譜曲線

由圖5中可以看出，氣缸蓋散熱片振動的頻譜中，在頻率5170Hz、6000Hz附近的振動出現比較大的峰值，峰值中心的振動頻率與噪聲的高頻段的頻率相一致,驗證了上文的推測：噪聲頻譜中的高頻噪聲成分是散熱片的振動引起的。因為散熱片是多片狀結構，每片的大小及長度不同，所以局部模態的頻率較多，這樣在受到激勵力作用時，就會受迫振動引起不同頻率的高頻噪聲。

分析至此，散熱片受到激勵力時會產生高頻噪聲，是不可避免，并且受的激勵力越大，產生的噪聲越大，另外，當激勵力頻率與散熱片的模態頻率一致時，產生共振噪聲。所以，為了減小噪聲，需要減小激勵，為此，需分析導致散熱片共振的激勵力的來源。

2.3 引起噪聲的激勵力分析

根據以上分析和推測，氣門的落座沖擊可能是產生噪聲的激勵源，為此，需要測量驗證氣缸蓋振動激勵力。測量的方式：把振動傳感器安裝在氣缸蓋上，因為氣缸蓋部位是噪聲較大區域，通過測量氣缸蓋振動加速度來尋找導致噪聲的激勵源。測量工況：把摩托車安裝在整車底盤設備上，發動機不點火狀態，用測功機拖動摩托車后輪使發動機穩定在6360rpm的轉速。把振動信號與發動機曲軸轉動時序信號同時采集數據，氣門開啟、關閉的時間通過曲軸轉動時序信號同步表示在圖示中，結果如圖6。排氣門落座時對應加速度值B點，進氣門落座時對應加速度值A點，可以發現，在排氣門落座及進氣門落座時刻的振動加速度明顯有振動峰值，說明氣門落座的落座沖擊力很大，其中進氣門的落座沖擊力比排氣門的落座沖擊力大，因為進氣門的質量大于排氣門。從測量結果可以計算出氣門落座沖擊力的頻率與聲音基頻106Hz相一致。由此可驗證了上面的推測，氣門落座沖擊力是產生噪聲的激勵源。

圖6 缸蓋振動與氣門開關的關系

3 改善對策及效果

通過上文對噪聲產生的原因分析可知，噪聲是由發動機氣門落座沖擊產生的機械噪聲和氣缸蓋散熱片受到氣門落座沖擊力產生的共振噪聲。通過減小激勵力、增加阻尼、增厚散熱片以改變其共振頻率避免共振發生等，都是減小噪聲的方法，本文采用了減小氣門的落座沖擊，降低產生振動噪聲激勵力，從而降低發動機噪聲的方法。

3.1 凸輪輪廓線改進設計及計算

影響氣門落座沖擊力的主要因素是凸輪輪廓線的緩沖段曲線，為此，對凸輪輪廓線下降行程的緩沖段曲線進行優化設計，如圖7。目的是降低氣門落座時的速度，從而減少氣門落座瞬間沖擊力。

圖7 凸輪型線下降行程的緩沖段曲線

對改善前與改善后的凸輪軸，進行了運動學和動力學的模擬仿真，計算了氣門落座時的速度和落座力，結果如圖8、圖9，從計算結果可以發現，改善前氣門落座時，氣門的速度為0.35m/s,氣門第1次落座后被反彈后又進行2次的落座，最大落座力為890N；改善后氣門落座時速度為0.17m/s沒有發生反彈情況，最大落座力降低為620N,所以,優化后的凸輪輪廓線可以降低氣門落座力,從而減小振動噪聲的產生。

圖8 改善前氣門速度及落座力

圖9 改善后氣門速度及落座力

3.2 改善后數據測量及驗證

按新凸輪輪廓線試制了樣品，并進行了整車振動和噪聲的測量。

3.2.1 氣缸蓋振動加速度對比

通過測量改善前與改善后氣缸蓋振動加速度，間接地反映了氣門落座沖擊力大小變化。工況Ⅰ：同2.3中的測量工況，使發動機穩定轉速在6360rpm時，測量氣缸蓋振動加速度，測量結果如圖10。可以看出，改善后的凸輪輪廓線明顯可以降低氣門落座時氣缸蓋的振動加速度；工況Ⅱ：發動機緩慢加速從2000 rpm～8000rpm之間，測量各發動機轉速時的氣缸蓋振動總值，如圖11，同樣看出，在全部發動機轉速范圍內，氣缸蓋的振動都降低了。

圖10 改善前、后氣缸蓋振動過程值

圖11 改善前/后氣缸蓋加速度總值

3.2.2 噪聲頻譜及頻譜云圖的比較

改善前與改善后聲音頻譜(發動機轉速6360rpm時)比 較，如 圖12。基 頻 噪聲106Hz由75dB降低到72dB；高頻噪聲5170Hz由77dB降 低到69dB；高頻噪 聲6000Hz由76dB降低到68dB。

圖12 改善前/后聲音頻譜

通過測量改善前與改善后聲音頻譜云圖進行對比，如圖13、圖14。可以看出，改善前頻譜云圖的5170Hz和6000Hz明顯亮度高(噪聲大)，改善后的頻譜云圖在高頻噪聲明顯降低很多。

圖13 改善前聲音頻譜云圖

圖14 改善后聲音頻譜云圖

3.2.3 噪聲的主觀感覺

整車狀態，通過對比改善前后噪聲主觀感覺，噪聲水平明顯降低，主觀評價由6分提升到7.5分。說明改善對策有效。

4 結論

（1）氣門落座沖擊(進氣門和排氣門)的頻率與轉速的頻率相同。

（2）氣門落座沖擊使氣缸蓋產生機械噪聲，機械噪聲的頻率與發動機轉速頻率相同。

（3）氣缸蓋的散熱片在受到氣門落座沖擊力作用時，產生共振和高頻共振噪聲。

（4）通過優化凸輪輪廓線緩沖段的曲線，減小氣門落座時速度和落座沖擊力，可以有效降低由落座沖擊引起的噪聲。