陳洪方　王建秋　劉全　王博

摘 要：隨著客戶對整車舒適性的要求越來越高，汽車制造商在整車NVH性能方面也正面臨著越來越嚴峻的挑戰(zhàn)。文章主要以某一車型發(fā)動機正時系統(tǒng)goose噪聲問題改善為案例，闡述了goose噪聲產生的機理，影響因素，解決措施及改善效果。關鍵詞：發(fā)動機;正時系統(tǒng);噪聲中圖分類號：U462.3 ?文獻標識碼：A ?文章編號：1671-7988（2020）11-106-04

Abstract：?With the increasing demand of customers for vehicle comfort， automobile manufacturers are facing more and more severe challenges in NVH performance. With the case of solving engine timing system goose noise issue for some vehicle，?this paper describes the?mechanism of goose noise generation， influencing factors， optimization proposals and effect.?Keywords：?Engine;?Timing?system;?NoiseCLC NO.： U462.3 ?Document Code： A ?Article ID： 1671-7988（2020）11-106-04

1 引言

隨著汽車工業(yè)的迅速發(fā)展和汽車產品技術的不斷提高，客戶對整車舒適性的要求越來越高，汽車制造商在整車NVH性能方面也正面臨著越來越嚴峻的挑戰(zhàn)。發(fā)動機作為汽車的核心，發(fā)動機NVH性能對整車NVH表現有著重要的影響。由于正時皮帶結構簡單、輕量化、成本低、加工和維護方便的特點被廣泛應用于發(fā)動機正時傳動系統(tǒng)，但正時帶傳動噪聲依然是發(fā)動機的主要噪聲。本文主要是就某車型正時系統(tǒng)goose噪聲問題解決案例闡述goose噪聲產生的原因、影響因素及其改進提升方案。

2 產生機理

正時帶傳動系統(tǒng)噪聲類型主要有皮帶與齒輪的嚙合噪聲、皮帶擺動噪聲、正時輪系摩擦噪聲、正時輪系共振噪聲等[1]。影響正時帶傳動噪聲的因素比較復雜，正時系統(tǒng)goose噪聲是正時系統(tǒng)皮帶抖動（頻率400-600Hz） 與懸置支架600Hz的模態(tài)耦合共振產生噪聲激勵，結構噪聲通過懸置傳遞到車身，車內便會聽到goose聲，主要在怠速工況表現較為明顯。

3 影響因素排查

3.1 異響源確認

如圖1所示，根據測試數據分析測試標記點每間隔約0.43s～0.44s規(guī)律性地出現一次較大沖擊。

某款發(fā)動機正時系統(tǒng)皮帶齒數為130齒，驅動輪齒齒數為21齒，怠速轉速為840±20rpm，驅動輪每轉一圈時間1/840·60=0.0714s，驅動輪每齒運轉間隔時間0.0714/21=?0.0034s，皮帶與驅動輪轉速關系為130/21=6.2，0.44s對應驅動輪轉動圈數為0.44/0.0714=6.2r，因此測試數據中每0.43s～0.44s出現的一次沖擊為皮帶轉動一圈產生的一次激勵。

在發(fā)動機缸蓋、懸置被動側、車內駕駛員右耳側布點進行振動噪聲測量。測試結果如圖2所示，車輛A（編號Cs063001）缸蓋X向振動為2.2 m/s?，車輛B（編號Cs063291）缸蓋X向振動為0.85?m/ s?，車輛A車內噪聲600Hz為19.5dB（A），車輛B車內噪聲600Hz為13.7dB（A），異響車輛振動為正常車輛振動2.5倍，證明goose噪聲與發(fā)動機振動相關。

3.2 發(fā)動機正時系統(tǒng)裝配影響

調取問題發(fā)生期間正時系統(tǒng)惰輪支架、VVT、張緊器等零部件裝配力矩并對其過程能力進行分析，如圖3、圖4、圖5所示，Cpk均大于1.33，趨勢平穩(wěn)、無異常。

正時皮帶張緊力在冷試和熱試后較初始裝配狀態(tài)均有下降趨勢，但正時皮帶初始張緊力和振動幅值沒有明顯的對應關系，如圖6所示。張緊器裝配工藝調整驗證，對goose噪聲略有改善。裝配工藝調整后，振動均值由0.8 m/ s?降至0.71 m/ s?，峰值最大由1.14 m/ s?降低至0.99 m/ s?。

3.3 發(fā)動機正時系統(tǒng)零部件質量影響

臺架振動表現好（19年批次）與表現差（18年批次）不同批次的正時皮帶進行ABA驗證，振動表現跟隨皮帶轉移。如圖7所示，裝配19年批次皮帶振動幅值RMS優(yōu)于裝配18年批次皮帶，RMS均值相差0.23m/ s?。通過對正時皮帶全尺寸檢測數據對比分析，最終確定goose噪聲與皮帶寬度、擺動值強相關，結果如圖8所示。18年和19年批次正時皮帶尺寸均滿足要求，但19年主動端振動值較小的批次皮帶寬度更接近下差。正時系統(tǒng)VVT、TVD帶輪、張緊器、正時惰輪等零部件ABA驗證對振動無影響。

3.4 發(fā)動機怠速轉速影響

某款發(fā)動機按照標定控制邏輯，怠速轉速隨著氣壓及環(huán)境溫度變化，熱機怠速轉速在750～900rpm之間變化。如圖9所示，同一車輛不同怠速轉速下NVH測試表明隨怠速轉速升高，goose噪聲會變大。同時同一環(huán)境條件下對發(fā)動機怠速燃燒穩(wěn)定性進行監(jiān)測怠速燃燒穩(wěn)定，怠速轉速波動在±10rpm以內。

3.5 整車傳遞路徑影響

車內goose噪聲與本體振動有一定對應關系，發(fā)動機goose頻段振動源小車內噪聲小，發(fā)動機goose頻段振動源大車內噪聲大，但部分車輛發(fā)動機goose頻段振動源小車內噪聲反而大。如圖10所示，對7臺試驗車輛測試樣本數據分析，1-4號本體振動幅值小，車內goose噪聲小，5號本體振動幅值大，車內goose噪聲大，6、7號本體振動幅值在1-4號振動幅值范圍內，但車內goose噪聲明顯大于36dB（A）。發(fā)動機goose頻段振動正常，車內噪音大，說明車內goose噪聲大小一定程度上受傳遞路徑強影響。

如圖11所示，對4臺goose噪聲不同表現車輛發(fā)動機本體（缸蓋與懸置支架安裝點位置）、懸置主動側、懸置被動側、車內噪聲進行測試對比：

（1）本體goose頻率幅值在結構上由懸置主動側支架放大50%以上。

（2）懸置被動側振動幅值增減趨勢同主動側振動幅值，主動側振動幅值大，被動側響應大。

（3）車內goose聲大小基本與被動側響應相關，被動側振動幅值低，車內goose噪聲小。

4 解決措施

4.1 張緊器裝配工藝優(yōu)化

為防止張緊器加載不到位造成皮帶齒形嚙合不好，通過正時系統(tǒng)裝配工藝對標對張緊器裝配工藝進行優(yōu)化調整。由原裝配工藝漲緊器調整到最大張緊位置時擰緊VVT螺栓，調整漲緊器指針到0°位置，擰緊張緊器，優(yōu)化為漲緊器調整到最大張緊位置時擰緊VVT螺栓，調整漲緊器指針到0°～?9°，再將指針調整到+3°度位置，擰緊張緊器。同時為有利于工藝裝配對張緊輪安裝面垂直度及惰輪安裝面垂直度進行加嚴控制。統(tǒng)計工藝優(yōu)化調整前后發(fā)動機振動數據各100臺次，振動幅值0.9?m/ s?以上的比例由10%降到1.1%。

4.2 正時皮帶一致性控制

根據以上影響因素調查發(fā)現的不同批次皮帶參數差異，對正時皮帶參數進行如下優(yōu)化：①皮帶背部精磨控制，waviness≤0.06;②皮帶擺動量控制，擺動量≤1mm;③皮帶寬度由23±0.5mm更改為22.85±0.35mm。

皮帶改進前后發(fā)動機本體振動測試對比，如表1所示，改進后振動幅值平均可降低0.18?m/ s?，車內goose噪聲較控制前降低2dB（A）以上。

4.3 傳遞路徑

由影響因素排查知選懸置支架是goose噪聲傳遞的主要結構路徑，因此優(yōu)化傳遞路徑主要從避開共振頻率考慮。通過對懸置加重量不同的配重塊測試驗證[2]，最終選擇懸置增加1Kg質量配重塊方案，改進效果如圖12所示，右懸置被動側降低至0.16?m/ s?，車內goose噪聲降低3.7dB（A），改善效果明顯。

5 結論

（1）正時系統(tǒng)goose噪聲受正時系統(tǒng)裝配、正時皮帶參數控制、發(fā)動機怠速轉速、傳遞路徑等諸多因素影響。

（2）發(fā)動機正時皮帶寬度、擺動量等參數是影響goose噪聲的重要因素，開發(fā)階段應針對這些參數設計DOE匹配試驗，選定最優(yōu)參數[3]。

（3）懸置支架是goose噪聲傳遞的主要結構路徑，從方案效果、實施周期及成本考慮，不失為一較優(yōu)選擇。

（4）正時系統(tǒng)goose噪聲與發(fā)動機怠速轉速有一定關系，但標定控制策略調整將影響整車動力性、經濟性及排放，本文所述案例未采用此措施，在后續(xù)新項目開發(fā)過程中應借鑒此經驗進行規(guī)避。

參考文獻

[1] 歐陽彩云等.發(fā)動機正時皮帶噪聲分析與改進[J].汽車實用技術.?2016.

[2] 趙彤航.基于傳遞路徑分析的汽車車內噪聲識別與控制[D].長春：吉林大學.2008.

[3] 龐劍等.汽車噪聲與振動. 理論與應用.北京：北京理工大學出版社. 2016.