基于动力学的发动机正时皮带怠速噪声仿真分析及试验研究
摘要： 以某3缸增压直喷汽油机正时皮带怠速低频噪声为研究对象，通过试验锁定噪声源和噪声频段，并对该噪声产生机理进行分析。针对该噪声源和噪声频段，通过一维动力学仿真的方法来优化正时皮带系统的布置参数，寻找到降低该噪声的方法，并最终通过噪声-振动-平顺性(NVH)试验验证了提高皮带刚度和增加小惰轮的方案能够有效降低该噪声。
概述
随着人们对整车舒适性的要求越来越高，对发动机的噪声-振动-平顺性(NVH)要求也越来越严格[1]。正时传动系统是发动机配气机构的重要组成部分，用于准确地定时开启和关闭相应的进、排气门[2]。正时性能的好坏直接影响发动机的动力性、经济性、NVH及排放性能[3]。正时皮带由于噪声低而被广泛用于发动机上驱动气门机构，但正时皮带噪声令人厌烦。为了提升整车的安静程度，高质量的整车必须降低正时皮带的噪声[4]。
针对正时系统噪声的研究有：文献[5-8]针对正时链传动系统展开了研究，得到了正时链传动系统的降噪方案；文献[9-14]针对正时皮带传动系统展开了研究，得出了带齿啮合力和转速等对正时皮带啮合噪声的影响规律，总结出一系列降低正时皮带啮合噪声的方法。
本文以某3缸增压直喷汽油机正时皮带怠速低频噪声为研究对象，通过试验锁定噪声源和噪声频段，并对该噪声产生机理进行分析。针对该噪声源和噪声频段，通过一维动力学仿真的方法来优化正时皮带系统的布置参数，寻找到降低该噪声的方法，并最终通过NVH试验证实提高皮带刚度和增加小惰轮的方案能够有效降低该噪声。
文献[9-14]研究的正时皮带噪声均为啮合噪声，噪声频率与发动机的转速相关，采用的降噪措施均为降低啮合冲击。本文研究的是正时皮带的低频噪声，只发生在怠速工况，该噪声由正时皮带的横向振动产生，降噪措施的选择是从降低正时皮带的横向振动方面入手，同时采用正时皮带系统动力学仿真的方法来进行噪声优化，大大缩短了问题的解决周期，节省了开发成本。
1 某发动机正时皮带怠速噪声特征及产生机理
1.1 噪声特征
某3缸增压直喷发动机在NVH台架试验中，在怠速920 r/min时产生恼人的“咕咕”噪声。该噪声随发动机出水温度及怠速转速的变化而变化：刚起动时，出水温度低于40 ℃，怠速转速稳定在1 000 r/min 时该噪声不明显；随出水温度增加，怠速转速逐渐降低，该噪声越来越明显；当出水温度高于90 ℃，怠速转速n稳定在920 r/min时该噪声最明显。采集热怠速920 r/min时的1 m声压级数据进行分析发现该噪声频段在240～400 Hz范围内，如图1所示。
图1 正时皮带前端怠速噪声特征
1.2 噪声源锁定
该发动机正时系统布置如图2所示。曲轴带轮为23齿，对每两个轮子之间的皮带段按逆时针方向进行编号。曲轴带轮至惰轮间的皮带段为第1段，惰轮至进气凸轮带轮间的皮带段为第2段，进气凸轮带轮至排气凸轮带轮间的皮带段为第3段，排气凸轮带轮至张紧轮间的皮带段为第4段，张紧轮至曲轴带轮间的皮带段为第5段。
图2 正时系统布置图
试验过程中，人为采用一个滚轮分别压紧每段皮带的中间部位来对比该“咕咕”噪声的变化，发现当压紧第2段皮带后240～290 Hz和350～400 Hz噪声明显减小，同时压紧第2和3段皮带后该“咕咕”声消失，如图3所示。故可判断该频段的“咕咕”噪声由第2和3段皮带产生且第3段皮带噪声频率为290～350 Hz。
图3 各段皮带噪声贡献量
1.3 噪声产生机理分析
皮带自振频率计算公式为:
(1)
式中,f0为皮带自振频率，Hz；l为皮带跨距，mm；T为皮带张力，N；w为皮带单位长度的质量，kg/mm，本文中为7.66×10-5 kg/mm。
由系统布置图可知第2段皮带跨距与第3段皮带跨距接近132 mm，由式(1)计算得到怠速时第2和第3段的皮带自振频率如表1所示。其中怠速时第2段和第3段皮带的动态张力由正时皮带系统动力学计算得到。如图4所示，第2段皮带动态张力为310～950 N，第3段皮带动态张力为470～800 N。
表1 第2和3段皮带自振频率
图4 第2段和第3段皮带怠速动态张力
由表1可知第2段皮带自振频率约为241～421 Hz，第3段皮带自振频率约为295～385 Hz，两段皮带在怠速时的自振频率重叠度大，存在共振，进一步导致噪声加剧。同时两段皮带的自振频率均涵盖了正时皮带的啮合频率，怠速920 r/min时正时皮带的啮合频率为[15]:f=N×n/60=23×920÷60=352.6 Hz，其中N为主动轮齿数，n为怠速转速。
2 仿真优化及试验验证
2.1 仿真优化
通过对产生该噪声的机理分析可知，第2段皮带在怠速时的自振频率约为240～420 Hz，第3段皮带在怠速时的自振频率约为295～385 Hz，而“咕咕”噪声的频段为240～400 Hz。要想将“咕咕”声消除，可以通过增加皮带刚度的方法来将第2和第3段皮带的最低自振频率提高至400 Hz以上，或者通过增加小惰轮的方法来减小第2和第3段皮带的跨距，从而使其最低自振频率高于400 Hz。只要将两段皮带的自振频率移出“咕咕”声的频段范围就能将该噪声消除。
下面分别从增加惰轮和增加皮带刚度的方法来进行仿真优化，结果如下。
图5为在第2段和第3段皮带中间增加一个直径为26 mm的小惰轮的布置方案。增加小惰轮后分别将原先的第2段和第3段分割成了2段：惰轮至小惰轮1间皮带段为第2a段；小惰轮1至进气凸轮带轮间皮带段为2b段；进气凸轮带轮至小惰轮2间皮带段为第3a段；小惰轮2至排气凸轮带轮间皮带段为第3b段。通过对仿真结果数据的分析得知，对皮带横向振幅做傅里叶变换后得到的随频率变化的皮带横向振幅分量与噪声测试结果相吻合。
图5 增加惰轮的方案布置示意图
图6和图7分别给出了原方案和增加小惰轮方案的第2段皮带横向振幅随频率变化的数据。从图中可知增加小惰轮后，240～400 Hz范围内的皮带横向振幅降低明显。由经验公式(2)可得到240～400 Hz 范围内的噪声能够下降5～28 dB，效果明显。
ΔH=20×log(S0÷s)
(2)
式中，ΔH为噪声下降分贝数，dB；S0为某频率下原方案的皮带横向振幅，mm；s为某频率下新方案的皮带横向振幅，mm。
图6 原方案第2段皮带240～400 Hz横向振幅分量
图7 加惰轮后第2段皮带240～400 Hz横向振幅分量
图8和图9分别给出了原方案和增加小惰轮方案的第3段皮带横向振幅的随频率变化的数据。从图中可知增加惰轮后，240～400 Hz范围内的皮带横向振幅降低明显。由式(2)可得到240～400 Hz范围内的噪声能够下降6～33 dB，效果明显。
图8 原方案第3段皮带240～400 Hz横向振幅分量
图9 增加惰轮后第3段皮带240～400 Hz横向振幅分量
图10为皮带刚度增加2倍后第2段和第3段皮带横向振幅随频率变化的数据。综合图10和式(2)可知，240～400 Hz范围内第2段皮带的噪声最多能够下降6.7 dB，第3段皮带的噪声最多能够下降9.3 dB，效果较明显，但增加皮带刚度的效果不如增加惰轮明显。
图10 增加刚度后第2、3段皮带240～400 Hz横向振幅
2.2 试验验证
用上述优化的方案在NVH台架上进行对比测试。图11给出了麦克风的测点布置，4个麦克风分别布置在发动机的前端、进排气侧及上端1 m处。图12给出了噪声最明显的前端1 m处声压级对比结果。从对比结果中可以看出，两个方案240～400 Hz 范围内的噪声均明显下降。其中增加小惰轮方案由45 dB降低至35 dB，主观评价可以接受；增加皮带刚度方案由45 dB降低至40 dB，主观评价略差于增加小惰轮方案，需要进一步优化传递路径。
图11 麦克风测点布置
图12 前端1 m声压级噪声测试结果
3 结论
(1) 正时皮带“咕咕”噪声产生的根源为第2和第3段皮带的自振频率在“咕咕”声的频段范围内，且第2和3段皮带的自振频率重叠区域也在“咕咕”声的频段范围内，二者频率重叠时产生的共振会进一步放大该噪声。
(2) 通过对正时皮带系统进行动力学仿真能够复现问题并快速寻找到有效的解决方案。
(3) 仿真和试验均证明了增加惰轮及增加皮带刚度的方案均能明显降低正时皮带的“咕咕”噪声。
作者：梁善飞1,2，郭 丰1，张勇刚1，马冠钦1，杨万里1，王瑞平1
1.宁波吉利罗佑发动机零部件有限公司
2.同济大学 机械与能源工程学院
文章来源：汽车NVH之家
