混動(dòng)總成咕咕音機(jī)理分析及控制技術(shù)研究

關(guān)鍵詞：混動(dòng)總成；噪聲；扭轉(zhuǎn)振動(dòng)；模態(tài) DOI：10.3969/j.issn.1001-2222.2025.03.005 中圖分類號：U461.4 文獻(xiàn)標(biāo)志碼：B 文章編號：1001-2222（2025）03-0032-08

為響應(yīng)國家“碳中和”“碳達(dá)峰”的遠(yuǎn)景目標(biāo)，低油耗和低排放的新能源汽車已成為如今汽車發(fā)展的重點(diǎn)方向[。混合動(dòng)力汽車兼具純電動(dòng)汽車節(jié)能減排和傳統(tǒng)燃油汽車方便續(xù)航的優(yōu)點(diǎn)，但同時(shí)也具有二者都存在的NVH問題。

咕咕音激勵(lì)源來自動(dòng)力總成，出現(xiàn)頻率具有發(fā)動(dòng)機(jī)半階次特征，其產(chǎn)生機(jī)理復(fù)雜，排查起來較為困難，通常難以解決。混合動(dòng)力總成經(jīng)常在低轉(zhuǎn)速、中低負(fù)荷的怠速工況下給電池充電，而這些工況又恰好是咕咕音易出現(xiàn)的工況，隨著混動(dòng)變速箱質(zhì)量變大，總成整體模態(tài)的下降也是咕咕音經(jīng)常出現(xiàn)的主因。因此，咕咕音已成為混合動(dòng)力總成的一大NVH難題。

目前，行業(yè)內(nèi)咕咕音的解決方法大部分還是停留在發(fā)生問題、解決問題的層面。本研究深入分析咕咕音產(chǎn)生的機(jī)理，提出控制排查措施，對這一復(fù)雜的NVH問題做了綜合全面的總結(jié)，并結(jié)合實(shí)際案例提出了具體的工程解決方案，為混動(dòng)總成的設(shè)計(jì)開發(fā)提供一定借鑒。

1咕咕音產(chǎn)生機(jī)理

聲學(xué)領(lǐng)域常出現(xiàn)聲音調(diào)制現(xiàn)象，調(diào)制是指兩個(gè)聲音疊加后以新生成的頻率和幅值傳播，是兩個(gè)不同頻率和不同幅值的波疊加后的效果。調(diào)制頻率不同給人的感受也不同，研究表明，當(dāng)調(diào)制頻率小于

20Hz 時(shí)，調(diào)制噪聲給人耳感覺如波浪的起伏，此時(shí)心理聲學(xué)客觀參數(shù)用抖動(dòng)度衡量，其計(jì)算公式為

式中： F 為抖動(dòng)度，單位為vacil； f₀ 為調(diào)制基頻（取4Hz ； f_mod 為調(diào)制頻率； ΔL_E（z） 為聲信號的變化量；積分上限為 24Bark 。

當(dāng)調(diào)制頻率高于 20Hz 時(shí)，調(diào)制噪聲使人耳出現(xiàn)間歇性的粗糙感，其心理聲學(xué)客觀參數(shù)用粗糙度衡量[2]，計(jì)算公式為

式中： R 為粗糙度，單位為asper。

咕咕音通常表現(xiàn)為發(fā)動(dòng)機(jī)半階次調(diào)制噪聲，頻率范圍一般在 150～500Hz 之間，調(diào)制噪聲屬于粗糙感范疇，可使用粗糙度進(jìn)行評價(jià)。咕咕音主觀感受聲音粗糙，時(shí)域數(shù)據(jù)會(huì)呈現(xiàn)出周期性的沖擊特征，沖擊出現(xiàn)頻率為發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸轉(zhuǎn)速的 1/2 倍，頻域數(shù)據(jù)會(huì)呈現(xiàn)出點(diǎn)火和非點(diǎn)火階次幅值調(diào)制特征。當(dāng)轉(zhuǎn)速較低時(shí)，如怠速工況下，由于缺乏其他聲音的掩蔽效應(yīng)，咕咕音波動(dòng)易被人耳辨識(shí)。基于咕咕音以上的特征，文獻(xiàn)[3指出要使汽車聲音和諧，應(yīng)盡量降低發(fā)動(dòng)機(jī)半階次噪聲，保證噪聲主要由發(fā)動(dòng)機(jī)發(fā)火階次及諧階組成。咕咕音產(chǎn)生機(jī)理較為復(fù)雜，形成的原因較多，常見的原因有燃燒均勻性差、曲軸扭振及結(jié)構(gòu)問題、部件模態(tài)耦合，其他原因有進(jìn)氣系統(tǒng)半階次激勵(lì)、空調(diào)管路或線束傳遞泄漏等[4]。

1.1 燃燒原因

混動(dòng)專用發(fā)動(dòng)機(jī)為了在最優(yōu)熱效率區(qū)域運(yùn)行，普遍將壓力升高率提升至較高水平，而壓力升高率是衡量燃燒粗暴程度的常用指標(biāo)，壓力升高率大意味著燃燒過程粗暴，易導(dǎo)致氣缸燃燒爆發(fā)壓力引起的起振力變大，激勵(lì)力變大會(huì)引起更多的噪聲振動(dòng)問題[5]。

如圖1所示，發(fā)動(dòng)機(jī)工作時(shí)，在氣缸爆發(fā)壓力作用下，各氣缸之間的彎曲振動(dòng)響應(yīng)是有很大區(qū)別的。距離曲軸前端或后端最近的氣缸爆發(fā)時(shí)，其響應(yīng)幅度最大[6。每一次的氣缸爆發(fā)均使機(jī)體發(fā)生彈性體振動(dòng)，而每個(gè)氣缸燃燒氣體作用力位置不同，導(dǎo)致動(dòng)力總成的響應(yīng)也不同。另外，每缸之間燃燒壓力和同一缸的燃燒壓力均存在變動(dòng)。以上兩個(gè)因素必然導(dǎo)致動(dòng)力總成在燃燒氣體作用力的激勵(lì)下產(chǎn)生半階次的振動(dòng)[7]。

曲軸皮帶輪 飛輪 400 Hz（1/3 oct.） 曲軸 飛輪 200 Hz（1/3 oct.） T 幾 門 皮帶輪 L n A 1缸爆發(fā) 4缸爆發(fā)

燃燒均勻性直接反映的是氣缸燃燒壓力的穩(wěn)定性，評價(jià)燃燒均勻性指標(biāo)為單缸循環(huán)變動(dòng)量和缸間燃燒一致性。單缸循環(huán)變動(dòng)量計(jì)算公式如下：

式中： IMEP_i 為單缸單個(gè)循環(huán)壓力值；IMEP為單缸總循環(huán)壓力均值； N 為循環(huán)總數(shù)。

缸間燃燒一致性計(jì)算公式如下：

式中： 為單個(gè)循環(huán)壓力最大值； 為單個(gè)循環(huán)壓力最小值。

燃燒均勻性指標(biāo)過大會(huì)加劇各缸之間和單缸內(nèi)的燃燒差異，增大燃燒激勵(lì)的不穩(wěn)定性，從而導(dǎo)致彎曲振動(dòng)更加嚴(yán)重。優(yōu)化措施一般基于以上兩個(gè)指標(biāo)開展，工程上通常通過優(yōu)化發(fā)動(dòng)機(jī)燃燒標(biāo)定參數(shù)來提高氣缸燃燒均勻性，如優(yōu)化點(diǎn)火提前角、油軌壓力、噴油相位、進(jìn)排氣VVT角等。

1.2 曲軸原因

發(fā)動(dòng)機(jī)的曲軸具有扭轉(zhuǎn)彈性，曲軸、活塞、連桿、飛輪及曲軸皮帶輪構(gòu)成一個(gè)扭轉(zhuǎn)動(dòng)力系統(tǒng)。在發(fā)動(dòng)機(jī)周期性變化輸出扭矩的作用下，將會(huì)引起發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)[8。曲軸的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)有其自身的固有頻率，一階扭轉(zhuǎn)共振頻率和二階扭轉(zhuǎn)共振頻率分別為 300～450Hz 和 500～650Hz^[9] ，如圖2所示。一階扭轉(zhuǎn)共振和二階扭轉(zhuǎn)共振幅值過大或頻率與總成上某些部件固有頻率接近時(shí)，會(huì)激勵(lì)產(chǎn)生咕咕音。這種情況下工程上會(huì)對發(fā)動(dòng)機(jī)扭轉(zhuǎn)減振器（torsionalvibrationdamper，TVD）進(jìn)行優(yōu)化，通過改變TVD的工作頻率和慣量環(huán)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，減小扭振幅值以達(dá)到消除異響的效果。圖3示出了某TVD轉(zhuǎn)動(dòng)慣量對扭振峰值的影響。

相關(guān)資料表明，軸系扭振較高諧次分量的臨界轉(zhuǎn)速一般都在發(fā)動(dòng)機(jī)正常運(yùn)轉(zhuǎn)區(qū)間內(nèi)，當(dāng)較高諧次分量產(chǎn)生的扭振幅值過大時(shí)，可能會(huì)在發(fā)動(dòng)機(jī)某些轉(zhuǎn)速工況下激勵(lì)產(chǎn)生異響[°，而加裝柔性飛輪可有效降低因軸系扭振引起的咕咕音。

曲軸軸頸支撐剛度不同也會(huì)引起半階次噪聲，產(chǎn)生咕咕音。應(yīng)盡量增加曲軸重疊度并確保曲軸重疊度一致性，這樣不僅提高曲軸的整體剛度和強(qiáng)度，也能避免出現(xiàn)軸頸支撐剛度不同的現(xiàn)象。

曲軸止推環(huán)安裝間隙過大也會(huì)引起咕咕音。當(dāng)間隙過大，相鄰氣缸做功運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)曲軸止推環(huán)會(huì)產(chǎn)生碰撞，從而形成半階次振動(dòng)。為預(yù)防該現(xiàn)象發(fā)生，通常建議曲軸止推環(huán)安裝位置間隙小于 0.3mm 。

1.3 模態(tài)耦合原因

模態(tài)避頻中提到，結(jié)構(gòu)固有頻率應(yīng)避開系統(tǒng)中激勵(lì)頻率，否則會(huì)引起共振，影響車內(nèi)噪聲水平和乘坐舒適性。當(dāng)咕咕音激勵(lì)源和激勵(lì)頻率確定后，應(yīng)對相關(guān)部件固有頻率進(jìn)行排查，避免出現(xiàn)模態(tài)耦合。

部件模態(tài)耦合是咕咕音放大的主要原因，如動(dòng)力總成整體、懸置、EGR總成、排氣系統(tǒng)、油底殼、半軸等部件模態(tài)，都會(huì)在 150～500Hz 頻率范圍內(nèi)與咕咕音發(fā)生頻率形成模態(tài)耦合。此時(shí)需對這些傳遞路徑進(jìn)行管控，防止因動(dòng)力總成彈性體模態(tài)、動(dòng)力總成部件模態(tài)、重要傳遞路徑支架模態(tài)管控不當(dāng)而出現(xiàn)咕咕音放大的情況。

1.4 其他原因

研究發(fā)現(xiàn)，進(jìn)氣系統(tǒng)噪聲是一種半階次噪聲，當(dāng)進(jìn)氣歧管的長度不同時(shí)，進(jìn)氣系統(tǒng)固有共鳴模態(tài)的響應(yīng)幅值不同，導(dǎo)致氣缸間的響應(yīng)不同。所以保證進(jìn)氣管路長度一致是避免進(jìn)氣系統(tǒng)產(chǎn)生咕咕音的最好方法。

空調(diào)管路或線束可能成為咕咕音的傳遞路徑，從而將這種粗糙的半階次噪聲引入車內(nèi)。如果空調(diào)管路孔密封不嚴(yán)，也會(huì)將相關(guān)異響泄漏至車內(nèi)。

2 問題現(xiàn)象與分析

2.1 問題現(xiàn)象

1.5L 混合動(dòng)力總成在怠速充電轉(zhuǎn)速 850～ 1200r/min ，扭矩 30～50N?m 工況時(shí)，會(huì)出現(xiàn)類似\"咕咕\"的異響，具有很強(qiáng)的粗糙感。在混合動(dòng)力總成各系統(tǒng)上布置傳聲器和三向加速度計(jì)，并開展曲軸傳動(dòng)系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)和氣缸燃燒的測試。復(fù)現(xiàn)異響出現(xiàn)工況，進(jìn)行數(shù)據(jù)采集，并選擇 1050r/min T 駐車充電工況作為代表性工況進(jìn)行數(shù)據(jù)分析與優(yōu)化。

通過主觀感受和回放濾波器中帶通帶阻的軟件分析[11]，確定該異響主要集中在 180～300Hz 頻帶之間，并判斷這種異響主要集中在混合動(dòng)力專用變速箱（dedicatedhybrid transmission，DHT）側(cè)。對DHT側(cè) 1m 噪聲進(jìn)行時(shí)頻分析，結(jié)果如圖4所示，異響出現(xiàn)的周期為 0.1143s ，為此時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)的2倍轉(zhuǎn)動(dòng)周期，即發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)2周出現(xiàn)一次，據(jù)此推測該異響疑似為發(fā)動(dòng)機(jī)半階次調(diào)制噪聲。

由于噪聲特征受干擾程度高，工程上常將這種結(jié)構(gòu)傳遞出的噪聲轉(zhuǎn)換為振動(dòng)進(jìn)行分析。分析發(fā)現(xiàn)左懸置主動(dòng)側(cè) Z 向振動(dòng)時(shí)頻特征與DHT側(cè) 1m 噪聲時(shí)頻特征一致，且表征最為明顯，所以選擇左懸置主動(dòng)側(cè) Z 向作為接下來分析驗(yàn)證的參考點(diǎn)，測試結(jié)果如圖5所示。對左懸置主動(dòng)側(cè) Z 向振動(dòng)時(shí)域數(shù)據(jù)進(jìn)行 180～300Hz 濾波，結(jié)果如圖6所示。濾波后的振動(dòng)呈現(xiàn)規(guī)律性的沖擊，且沖擊出現(xiàn)的周期為0.1143s。發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 1050r/min 對應(yīng)的轉(zhuǎn)動(dòng)周期為 0.057s，0.1143s 為發(fā)動(dòng)機(jī)的2倍轉(zhuǎn)動(dòng)周期，即振動(dòng)沖擊出現(xiàn)頻率為發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸轉(zhuǎn)速的 1/2 倍。將濾波后的時(shí)域信號做線性自功率譜分析，得出該振動(dòng)異響頻段的頻譜結(jié)果，如圖7所示。在 180～ 300Hz 頻段分布4個(gè)相鄰的階次峰值，頻率分別對應(yīng)為12.5階、13階、13.5階、14階，階次峰值出現(xiàn)的頻率為 8.75Hz 。階次峰值中主頻為14階，邊頻為12.5階、13階、13.5階，這種點(diǎn)火階次和非點(diǎn)火階次間隔相近地出現(xiàn)時(shí)，很可能發(fā)生幅值調(diào)制的現(xiàn)象。文獻(xiàn)12指出，當(dāng)半階次與點(diǎn)火階次發(fā)生幅值調(diào)制時(shí)，人耳主觀聽覺上會(huì)形成間歇性的煩躁的粗糙感。

由上分析可知，該異響呈現(xiàn)調(diào)制特征。運(yùn)用希爾伯特包絡(luò)處理可以計(jì)算出該異響的調(diào)制頻率，如圖8所示，調(diào)制頻率為 8.75Hz 。綜合時(shí)域數(shù)據(jù)呈現(xiàn)出的周期性沖擊特征和頻域數(shù)據(jù)呈現(xiàn)出的點(diǎn)火和非點(diǎn)火階次幅值調(diào)制特征，可以判斷該異響為發(fā)動(dòng)機(jī)半階次噪聲調(diào)制產(chǎn)生的咕咕音。

2.2 激勵(lì)源分析

控制燃燒均勻性是降低發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲水平和提升整車舒適性的主要手段之一[13]，因此需嚴(yán)格控制燃燒均勻性相關(guān)指標(biāo)。在怠速充電工況 1050r/min 45N?m 進(jìn)行缸壓測試，根據(jù)式（3）和式（4）計(jì)算出單缸循環(huán)變動(dòng)量和缸間燃燒一致性，結(jié)果如表1所示。從表中可以看出，單缸循環(huán)變動(dòng)量均小于 3% ，缸間燃燒一致性小于 5% ，均滿足設(shè)計(jì)指標(biāo)，故由燃燒均勻性引起的半階次激勵(lì)風(fēng)險(xiǎn)不大。

DHT輸入軸扭振頻譜結(jié)果如圖9所示。從圖中可以看出，扭振頻譜在 180～300Hz 頻帶能量突出，出現(xiàn)多個(gè)階次峰值。其中，整數(shù)階 12～15 階為主要大峰值，半階次12.5階、13.5階、14.5階為次要小峰值。這種點(diǎn)火階次和非點(diǎn)火階次間隔相近地出現(xiàn)，間隔頻率 8.75Hz 的頻譜特征，與異響振動(dòng)頻譜表現(xiàn)高度相似。結(jié)果表明：軸系扭振較高諧次分量幅值過大，各缸之間產(chǎn)生的附加作用力或力矩會(huì)形成較大激勵(lì)。綜上，基本確定咕咕音由軸系扭振高諧次分量激勵(lì)產(chǎn)生。考慮到在量產(chǎn)機(jī)型上進(jìn)行軸系結(jié)構(gòu)更改成本過大，根據(jù)工程經(jīng)驗(yàn)，加裝柔性飛輪可有效降低由軸系扭振引起的異響。

2.3 路徑分析

經(jīng)上述分析，基本確定異響的激勵(lì)源為軸系扭振，激勵(lì)頻率帶寬為 180～300Hz 。對總成和各子系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)測試，發(fā)現(xiàn)動(dòng)力總成彈性模態(tài)和EGR約束模態(tài)頻率與咕咕音激勵(lì)頻率有耦合情況。

如圖10所示，動(dòng)力總成加速度頻響函數(shù)曲線主要由三部分組成[14]：第一部分處于低頻范圍內(nèi)，頻率一般在 20Hz 以下，反映的是被測對象在系統(tǒng)中的結(jié)構(gòu)件的剛體運(yùn)動(dòng)，一般與懸置元件剛度有關(guān)；第二部分頻率范圍為 20～120Hz ，處于剛體模態(tài)和第一階彈性模態(tài)之間，頻響函數(shù)表現(xiàn)為一條平滑直線，被稱為質(zhì)量線，只與結(jié)構(gòu)本身的質(zhì)量分布有關(guān)；第三部分頻率范圍為 120～600Hz ，被稱為結(jié)構(gòu)體的彈性模態(tài)，與機(jī)體材料屬性、表面剛度、接合面剛度等相關(guān)，彈性模態(tài)一般關(guān)注一階彎曲模態(tài)、二階彎曲模態(tài)和扭轉(zhuǎn)模態(tài)。

混合動(dòng)力總成彈性模態(tài)測試結(jié)果如表2所示。 可看出，總成一階彎曲模態(tài)和扭轉(zhuǎn)模態(tài)頻率分別為

192.0Hz 和 277.7Hz ，與咕咕音激勵(lì)頻率存在很高的耦合風(fēng)險(xiǎn)，需提高總成一階彎曲模態(tài)和扭轉(zhuǎn)模態(tài)頻率。

EGR表面Y向頻響曲線如圖11所示。EGR的 Y 向頻響曲線在 197Hz 和 217Hz 存在明顯的響應(yīng)共振峰值，與咕咕音激勵(lì)頻率相耦合，存在將咕咕音放大的風(fēng)險(xiǎn)。對EGR振動(dòng)進(jìn)行時(shí)頻分析，如圖12所示。可以看出，EGR振動(dòng)在 180～300Hz 頻帶能量集中，且有明顯的半階次調(diào)制特征，據(jù)此可以判斷EGR被軸系扭振激勵(lì)，從而放大咕咕音，需加強(qiáng)其結(jié)構(gòu)。

3 優(yōu)化驗(yàn)證

根據(jù)以上分析，提出以下3個(gè)優(yōu)化方案： ① 將原單質(zhì)量飛輪改為柔性飛輪，改變傳動(dòng)系的模態(tài)，并衰減不均勻振動(dòng)的傳遞； ② 增加DHT連接支架，提高混合動(dòng)力總成的模態(tài)，避開激勵(lì)頻率； ③ 增加EGR螺栓支撐點(diǎn)，使EGR頻率響應(yīng)避開激勵(lì)頻率。

3.1 更換柔性飛輪

方案一是把原單質(zhì)量飛輪更換為轉(zhuǎn)動(dòng)慣量0.067kg?m² 的柔性飛輪，實(shí)物如圖13所示。柔性飛輪相較于普通飛輪具有如下特點(diǎn)：當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速升高時(shí)，飛輪的動(dòng)能增加，此時(shí)將能量儲(chǔ)存起來，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速下降時(shí)，飛輪動(dòng)能減小，此時(shí)又可將儲(chǔ)存的能量釋放出來[15]。在這種一升一降的過程中，緩沖能量過渡，減小發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)過程中的轉(zhuǎn)速波動(dòng)，減小不均勻振動(dòng)的傳遞。

更換柔性飛輪后，DHT輸入軸扭轉(zhuǎn)波動(dòng)能量在全頻段都有所減弱， 180～300Hz 頻帶減弱最明顯，如圖14所示。結(jié)果表明，柔性飛輪對減小不均勻振動(dòng)有較明顯效果，傳遞的曲軸扭振顯著衰減，但作為咕咕音的激勵(lì)頻率并未完全消除。

3.2增加DHT連接支架

混合動(dòng)力總成的一階彎曲模態(tài)和扭轉(zhuǎn)模態(tài)頻率分別為 192.0Hz 和 277.7Hz ，與咕咕音激勵(lì)頻率存在很高的耦合風(fēng)險(xiǎn)，需提高總成結(jié)構(gòu)剛度以避開激勵(lì)頻率。本研究的混動(dòng)總成是 Pl+P3 分體式架構(gòu)，方案二是在發(fā)電機(jī)和驅(qū)動(dòng)電機(jī)之間安裝連接支架，使DHT端蓋側(cè)具有更強(qiáng)的約束，實(shí)物如圖16所示。通過安裝連接支架提高整個(gè)混合動(dòng)力總成的一階彎曲模態(tài)和扭轉(zhuǎn)模態(tài)頻率，以達(dá)到避頻的效果。

連接支架安裝后，混合動(dòng)力總成的彎扭模態(tài)都有了明顯提高，如表3所示。由表3數(shù)據(jù)可知，總成扭轉(zhuǎn)固有頻率成功避開了軸系扭振的激勵(lì)頻率。

3.3增加EGR螺栓支撐點(diǎn)

EGR僅在左側(cè)有足夠支撐點(diǎn)（見圖17左側(cè)箭頭所指處），該種支撐方式較為單薄，不僅會(huì)有可靠性方面的風(fēng)險(xiǎn)，而且還會(huì)嚴(yán)重影響整個(gè)EGR的約束模態(tài)，增加共振的風(fēng)險(xiǎn)。方案三是在右側(cè)對稱位置增加螺栓支撐點(diǎn)（見圖17右側(cè)箭頭所指處），以此提高EGR的約束模態(tài)。

方案三實(shí)施后EGR的約束模態(tài)頻率得到了顯著提高。圖18示出增加支撐點(diǎn)后EGR的頻響曲線。可以看出，EGR的一、二階頻響分別從 197Hz 和 217Hz 提升至 242Hz 和 310Hz ，二階頻響成功避開激勵(lì)頻率。

3.4方案二和方案三綜合驗(yàn)證

在實(shí)施方案一的基礎(chǔ)上繼續(xù)實(shí)施方案二和方案三的優(yōu)化措施，然后進(jìn)行方案優(yōu)化驗(yàn)證。左懸置作為臺(tái)架測試中最接近車身，且咕咕音特征最為明顯的測點(diǎn)，可繼續(xù)作為優(yōu)化驗(yàn)證的參考點(diǎn)。

3.5最終效果驗(yàn)證

依次實(shí)施方案一更換柔性飛輪、方案二在發(fā)電機(jī)和驅(qū)動(dòng)電機(jī)之間安裝連接支架、方案三增加EGR螺栓支撐點(diǎn)后，在振動(dòng)層面咕咕音基本得到了控制。對最終優(yōu)化后的噪聲進(jìn)行測試分析，結(jié)果如圖20所示，發(fā)動(dòng)機(jī)半階次沖擊噪聲特征基本消失，主觀感受發(fā)動(dòng)機(jī)聲品質(zhì)大幅改進(jìn)，間歇性出現(xiàn)的煩躁粗糙感基本消失，優(yōu)化效果明顯。工況主觀評價(jià)分值由5.0分提升至8.5分，評價(jià)指標(biāo)分值大幅提升，方案的有效性得到進(jìn)一步驗(yàn)證。

4結(jié)論

a）發(fā)現(xiàn)類似“咕咕\"的異響后進(jìn)行數(shù)據(jù)采集，確定異響的頻率帶寬為 180～300Hz ，異響時(shí)域數(shù)據(jù)呈現(xiàn)周期性沖擊特征，頻域數(shù)據(jù)呈現(xiàn)點(diǎn)火和非點(diǎn)火階次幅值調(diào)制特征，根據(jù)這些特征確定異響為咕咕音；

b）測試表明單缸和缸間燃燒一致性滿足設(shè)計(jì)指標(biāo)，燃燒引起咕咕音的風(fēng)險(xiǎn)較小；DHT輸入軸扭振頻譜結(jié)果顯示軸系扭振較高諧次分量幅值過大，且特征與咕咕音一致，確定咕咕音由曲軸扭振引起；

c）驗(yàn)證表明柔性飛輪具有緩沖能量過渡、減小發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)過程中的轉(zhuǎn)速波動(dòng)、減小不均勻振動(dòng)傳遞的作用，使咕咕音明顯衰減，但不能完全消除；

d）混合動(dòng)力總成的彎扭模態(tài)和EGR一、二階頻響頻率與咕咕音激勵(lì)頻率耦合是異響放大的主要原因，在發(fā)電機(jī)和驅(qū)動(dòng)電機(jī)之間安裝連接支架和增加EGR支撐點(diǎn)可提升相應(yīng)的模態(tài)頻率，提升模態(tài)頻率后能夠徹底消除咕咕音。

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Abstract：Asuspectedcooing soundwas identifiedinthehybridpowertrainunder theidlecharging condition，Datacollection

andanalysisconfirmedthatthisabnormalsoundwasacooingsoundexhibitingenginehalf-ordercharacteristics.Analysisof the

generationmechanismrevealedthatthecoingsoundoriginatedfromexcitationbyhighharmoniccomponentsofshaft system torsionalvibration，which wasthenamplified through thecouplingof hybridpowertrain bending-torsionalmodeand EGR mode.Consequentlythree optimizationschemes wereput forward，includingreplacing theflexibleflywheel，adingaDHT conection bracket，andaddinganEGRbolt supportpoint.These schemes succesfull eliminated theabnormalcooing sound. The analysis methodologyand countermeasures provide significant reference value for addressing similar NVH problems.

Key words：hybrid powertrain;noise;torsional vibration;mode

[編輯：潘麗麗]