摘要： 以某3缸增壓直噴汽油機正時皮帶怠速低頻噪聲為研究對象，通過試驗鎖定噪聲源和噪聲頻段，并對該噪聲產生機理進行分析。針對該噪聲源和噪聲頻段，通過一維動力學仿真的方法來優(yōu)化正時皮帶系統(tǒng)的布置參數，尋找到降低該噪聲的方法，并最終通過噪聲-振動-平順性(NVH)試驗驗證了提高皮帶剛度和增加小惰輪的方案能夠有效降低該噪聲。

概述

隨著人們對整車舒適性的要求越來越高，對發(fā)動機的噪聲-振動-平順性(NVH)要求也越來越嚴格[1]。正時傳動系統(tǒng)是發(fā)動機配氣機構的重要組成部分，用于準確地定時開啟和關閉相應的進、排氣門[2]。正時性能的好壞直接影響發(fā)動機的動力性、經濟性、NVH及排放性能[3]。正時皮帶由于噪聲低而被廣泛用于發(fā)動機上驅動氣門機構，但正時皮帶噪聲令人厭煩。為了提升整車的安靜程度，高質量的整車必須降低正時皮帶的噪聲[4]。

針對正時系統(tǒng)噪聲的研究有：文獻[5-8]針對正時鏈傳動系統(tǒng)展開了研究，得到了正時鏈傳動系統(tǒng)的降噪方案；文獻[9-14]針對正時皮帶傳動系統(tǒng)展開了研究，得出了帶齒嚙合力和轉速等對正時皮帶嚙合噪聲的影響規(guī)律，總結出一系列降低正時皮帶嚙合噪聲的方法。

本文以某3缸增壓直噴汽油機正時皮帶怠速低頻噪聲為研究對象，通過試驗鎖定噪聲源和噪聲頻段，并對該噪聲產生機理進行分析。針對該噪聲源和噪聲頻段，通過一維動力學仿真的方法來優(yōu)化正時皮帶系統(tǒng)的布置參數，尋找到降低該噪聲的方法，并最終通過NVH試驗證實提高皮帶剛度和增加小惰輪的方案能夠有效降低該噪聲。

文獻[9-14]研究的正時皮帶噪聲均為嚙合噪聲，噪聲頻率與發(fā)動機的轉速相關，采用的降噪措施均為降低嚙合沖擊。本文研究的是正時皮帶的低頻噪聲，只發(fā)生在怠速工況，該噪聲由正時皮帶的橫向振動產生，降噪措施的選擇是從降低正時皮帶的橫向振動方面入手，同時采用正時皮帶系統(tǒng)動力學仿真的方法來進行噪聲優(yōu)化，大大縮短了問題的解決周期，節(jié)省了開發(fā)成本。

1 某發(fā)動機正時皮帶怠速噪聲特征及產生機理

1.1 噪聲特征

某3缸增壓直噴發(fā)動機在NVH臺架試驗中，在怠速920 r/min時產生惱人的“咕咕”噪聲。該噪聲隨發(fā)動機出水溫度及怠速轉速的變化而變化：剛起動時，出水溫度低于40 ℃，怠速轉速穩(wěn)定在1 000 r/min 時該噪聲不明顯；隨出水溫度增加，怠速轉速逐漸降低，該噪聲越來越明顯；當出水溫度高于90 ℃，怠速轉速n穩(wěn)定在920 r/min時該噪聲最明顯。采集熱怠速920 r/min時的1 m聲壓級數據進行分析發(fā)現(xiàn)該噪聲頻段在240～400 Hz范圍內，如圖1所示。

圖1 正時皮帶前端怠速噪聲特征

1.2 噪聲源鎖定

該發(fā)動機正時系統(tǒng)布置如圖2所示。曲軸帶輪為23齒，對每兩個輪子之間的皮帶段按逆時針方向進行編號。曲軸帶輪至惰輪間的皮帶段為第1段，惰輪至進氣凸輪帶輪間的皮帶段為第2段，進氣凸輪帶輪至排氣凸輪帶輪間的皮帶段為第3段，排氣凸輪帶輪至張緊輪間的皮帶段為第4段，張緊輪至曲軸帶輪間的皮帶段為第5段。

圖2 正時系統(tǒng)布置圖

試驗過程中，人為采用一個滾輪分別壓緊每段皮帶的中間部位來對比該“咕咕”噪聲的變化，發(fā)現(xiàn)當壓緊第2段皮帶后240～290 Hz和350～400 Hz噪聲明顯減小，同時壓緊第2和3段皮帶后該“咕咕”聲消失，如圖3所示。故可判斷該頻段的“咕咕”噪聲由第2和3段皮帶產生且第3段皮帶噪聲頻率為290～350 Hz。

圖3 各段皮帶噪聲貢獻量

1.3 噪聲產生機理分析

皮帶自振頻率計算公式為:

(1)

式中,f0為皮帶自振頻率，Hz；l為皮帶跨距，mm；T為皮帶張力，N；w為皮帶單位長度的質量，kg/mm，本文中為7.66×10-5 kg/mm。

由系統(tǒng)布置圖可知第2段皮帶跨距與第3段皮帶跨距接近132 mm，由式(1)計算得到怠速時第2和第3段的皮帶自振頻率如表1所示。其中怠速時第2段和第3段皮帶的動態(tài)張力由正時皮帶系統(tǒng)動力學計算得到。如圖4所示，第2段皮帶動態(tài)張力為310～950 N，第3段皮帶動態(tài)張力為470～800 N。

表1 第2和3段皮帶自振頻率

圖4 第2段和第3段皮帶怠速動態(tài)張力

由表1可知第2段皮帶自振頻率約為241～421 Hz，第3段皮帶自振頻率約為295～385 Hz，兩段皮帶在怠速時的自振頻率重疊度大，存在共振，進一步導致噪聲加劇。同時兩段皮帶的自振頻率均涵蓋了正時皮帶的嚙合頻率，怠速920 r/min時正時皮帶的嚙合頻率為[15]:f=N×n/60=23×920÷60=352.6 Hz，其中N為主動輪齒數，n為怠速轉速。

2 仿真優(yōu)化及試驗驗證

2.1 仿真優(yōu)化

通過對產生該噪聲的機理分析可知，第2段皮帶在怠速時的自振頻率約為240～420 Hz，第3段皮帶在怠速時的自振頻率約為295～385 Hz，而“咕咕”噪聲的頻段為240～400 Hz。要想將“咕咕”聲消除，可以通過增加皮帶剛度的方法來將第2和第3段皮帶的最低自振頻率提高至400 Hz以上，或者通過增加小惰輪的方法來減小第2和第3段皮帶的跨距，從而使其最低自振頻率高于400 Hz。只要將兩段皮帶的自振頻率移出“咕咕”聲的頻段范圍就能將該噪聲消除。

下面分別從增加惰輪和增加皮帶剛度的方法來進行仿真優(yōu)化，結果如下。

圖5為在第2段和第3段皮帶中間增加一個直徑為26 mm的小惰輪的布置方案。增加小惰輪后分別將原先的第2段和第3段分割成了2段：惰輪至小惰輪1間皮帶段為第2a段；小惰輪1至進氣凸輪帶輪間皮帶段為2b段；進氣凸輪帶輪至小惰輪2間皮帶段為第3a段；小惰輪2至排氣凸輪帶輪間皮帶段為第3b段。通過對仿真結果數據的分析得知，對皮帶橫向振幅做傅里葉變換后得到的隨頻率變化的皮帶橫向振幅分量與噪聲測試結果相吻合。

圖5 增加惰輪的方案布置示意圖

圖6和圖7分別給出了原方案和增加小惰輪方案的第2段皮帶橫向振幅隨頻率變化的數據。從圖中可知增加小惰輪后，240～400 Hz范圍內的皮帶橫向振幅降低明顯。由經驗公式(2)可得到240～400 Hz 范圍內的噪聲能夠下降5～28 dB，效果明顯。

ΔH=20×log(S0÷s)

(2)

式中，ΔH為噪聲下降分貝數，dB；S0為某頻率下原方案的皮帶橫向振幅，mm；s為某頻率下新方案的皮帶橫向振幅，mm。

圖6 原方案第2段皮帶240～400 Hz橫向振幅分量

圖7 加惰輪后第2段皮帶240～400 Hz橫向振幅分量

圖8和圖9分別給出了原方案和增加小惰輪方案的第3段皮帶橫向振幅的隨頻率變化的數據。從圖中可知增加惰輪后，240～400 Hz范圍內的皮帶橫向振幅降低明顯。由式(2)可得到240～400 Hz范圍內的噪聲能夠下降6～33 dB，效果明顯。

圖8 原方案第3段皮帶240～400 Hz橫向振幅分量

圖9 增加惰輪后第3段皮帶240～400 Hz橫向振幅分量

圖10為皮帶剛度增加2倍后第2段和第3段皮帶橫向振幅隨頻率變化的數據。綜合圖10和式(2)可知，240～400 Hz范圍內第2段皮帶的噪聲最多能夠下降6.7 dB，第3段皮帶的噪聲最多能夠下降9.3 dB，效果較明顯，但增加皮帶剛度的效果不如增加惰輪明顯。

圖10 增加剛度后第2、3段皮帶240～400 Hz橫向振幅

2.2 試驗驗證

用上述優(yōu)化的方案在NVH臺架上進行對比測試。圖11給出了麥克風的測點布置，4個麥克風分別布置在發(fā)動機的前端、進排氣側及上端1 m處。圖12給出了噪聲最明顯的前端1 m處聲壓級對比結果。從對比結果中可以看出，兩個方案240～400 Hz 范圍內的噪聲均明顯下降。其中增加小惰輪方案由45 dB降低至35 dB，主觀評價可以接受；增加皮帶剛度方案由45 dB降低至40 dB，主觀評價略差于增加小惰輪方案，需要進一步優(yōu)化傳遞路徑。

圖11 麥克風測點布置

圖12 前端1 m聲壓級噪聲測試結果

3 結論

(1) 正時皮帶“咕咕”噪聲產生的根源為第2和第3段皮帶的自振頻率在“咕咕”聲的頻段范圍內，且第2和3段皮帶的自振頻率重疊區(qū)域也在“咕咕”聲的頻段范圍內，二者頻率重疊時產生的共振會進一步放大該噪聲。

(2) 通過對正時皮帶系統(tǒng)進行動力學仿真能夠復現(xiàn)問題并快速尋找到有效的解決方案。

(3) 仿真和試驗均證明了增加惰輪及增加皮帶剛度的方案均能明顯降低正時皮帶的“咕咕”噪聲。

作者：梁善飛1,2，郭 豐1，張勇剛1，馬冠欽1，楊萬里1，王瑞平1

1.寧波吉利羅佑發(fā)動機零部件有限公司

2.同濟大學 機械與能源工程學院

文章來源：汽車NVH之家