发动机前端轮系怠速异响问题的分析与优化.pdf

第 61 卷 第 11 期Vol.61 No.112023 年 11 月November 2023农业装备与车辆工程AGRICULTURAL EQUIPMENT&VEHICLE ENGINEERINGdoi:10.3969/j.issn.1673-3142.2023.11.024发动机前端轮系怠速异响问题的分析与优化刘月普1，刘丹2，赵亮1，张燕1,王金友1（1.071000 河北省 保定市 长城汽车股份有限公司 河北省车用发动机技术创新中心（筹）；2.410000 湖南省 长沙市 湖南工业职业技术学院 汽车工程学院）摘要 针对发动机前端轮系怠速工况下 518/540 Hz 左右异响，振动噪声测试结果显示，轮系怠速异响与张紧器相关。通过轮系仿真计算和声传函测试确认轮系皮带存在与异响相近模态频率。根据激励-路径-响应原理，分别从激励和路径上对该问题进行优化。激励方面，通过调整皮带长度改变轮系皮带模态频率，使张紧器 540 Hz 振动明显减小；路径方面，通过调整张紧器阻尼或改变张紧轮结构有效减小异响幅值。发动机前端轮系怠速异响的分析过程提供了解决轮系异响问题的基本思路和分析逻辑，同时对发动机其他异响问题的解决具有一定的借鉴意义。关键词 发动机；前端轮系；怠速异响 中图分类号 TB533+.1 文献标志码 A 文章编号 1673-3142(2023)11-0121-04引用格式：刘月普,刘丹,赵亮,等.发动机前端轮系怠速异响问题的分析与优化 J.农业装备与车辆工程,2023,61(11):121-124.Analysis and optimization of engine front end accessory drive idling noiseLIU Yuepu1,LIU Dan2,ZHAO Liang1,ZHANG Yan1,WANG Jinyou1(1.Great Wall Motor Co.,Ltd.,Hebei Vehicle Engine Technology Innovation Center,Baoding 071000,Hebei,China;2.School of Automotive Engineering,Hunan Industry Polytechnic,Changsha 410000,Hunan,China)Abstract The 518/540 Hz humming abnormal sound of the engine front end accessory drive system at idling speed and the results of vibration and noise test showed that the abnormal noise of the gear train at idle speed was related to the tensioner.The simulation calculation of the gear train and the sound transfer function test confirmed that the belt train had a modal frequency similar to the abnormal noise.According to the excitation-path-response principle,the optimization could be carried out on the excitation and the path respectively.In terms of excitation,the 540 Hz vibration of the tensioner was significantly reduced by adjusting the belt length so that the modal frequency of the pulley belt was changed.On the path,the amplitude of abnormal noise could be effectively reduced by adjusting the damper of tensioner or changing the tensioner structure.The analysis process of the abnormal idling noise of engine front end accessory drive system provides the basic idea and analysis logic for solving the problem of abnormal noise of the gear train.Meanwhile,it has certain reference significance to solve other abnormal noise problems of the engine.Key words engine;front end accessory drive;idling noise0 引言随着用户对整车舒适性的要求越来越高以及车用电器功率的不断增大，发动机前端附件驱动（Front End Accessory Drive，FEAD）系统布置越来越复杂。FEAD 系统的布置与设计直接影响发动机性能，进而影响整车工作可靠性和技术指标1，为了避免皮带长时间工作后因塑性变形导致打滑，常常在 FEAD 系统增加自动张紧器2。FEAD 系统布置不合理经常引起皮带怠速抖动，产生噪声，严重影响驾乘舒适性。一般而言，发动机前端轮系的噪声主要源于轮系共振、皮带打滑、轮系安装误差以及轮系各零件机械故障，其中轮系共振不仅包含轮系的 1 阶共振点与发动机怠速转速对应的频率相近引起的共振，也包含轮系皮带振动激励与张紧器共振耦合。发动机前端轮系怠速异响问题常用的检测方法是对轮系进行振动噪声测试，樊小欢等2、胡广等3采用噪声频谱图识别轮系异响频率，从而找到异响产生原因，并对结构进行优化改进。本文针对某款 2.0 L 汽油发动机前端轮系怠速异响问题，通过噪声振动测试确定异响源，结合模态仿真计算和声传函测试，找出轮系怠速异响主要原因，从张紧器和皮带长度 2 方面对轮系进行结构基金项目：湖南省教育厅科学研究项目（20C0653）收稿日期：2022-11-12122农业装备与车辆工程 2023 年优化从而解决该异响问题。1 异响描述某 2.0 L 汽油发动机台架 NVH 测试过程中发现怠速工况存在低频嗡嗡声异响，去除轮系皮带后，异响消失，确定为轮系产生异响，对轮系各部件进行振动噪声测试，轮系张紧器振动与异响频率对应，确定异响为张紧器产生，测试结果如图 1 所示。对发动机张紧器进行噪音振动测试，发现故障件张紧器在 518 Hz/540 Hz 振动噪声突出，随机件在 540 Hz/600 Hz 均突出，而且不同张紧器510600 Hz 振动噪声有差异，问题频率噪声差值26 dB(A)，如图 2 所示。发动机轮系附件异响主要激励为皮带，轮系不同辅机间不同跨度皮带存在不同的皮带激励频率，推测皮带的激励频率与张紧器固有频率耦合，导致轮系产生异响。2 异响分析2.1 轮系仿真计算该 FEAD 系统共由 4 个带轮及 1 根多楔带组成，带轮包括曲轴带轮、空调压缩机带轮、发电机带轮以及张紧器，布局结构如图 3 所示。图 3 中：CRK曲轴；IDR张紧器；ALT发电机；A_C空压机。图 3 轮系中每段皮带的跨度分别为：曲轴带轮到张紧器 L0=69.38 mm，曲轴带轮到空压机L1=229.806 mm，空压机到发电机 L2=187.55 mm，发电机到张紧器 L3=153.976 mm，对应的怠速状态下的张紧力分别为 400、1 100、800、400 N。前端轮系基本参数如表 1 所示。表 1 前端轮系基本参数Tab.1 Basic parameters of front engine gear train参数数值怠速转速/(r/min)750曲轴带轮直径/m0.145皮带速度/(m/s)5.69正时带单位质量/(kg/m)0.083动态正时带的自然频率计算公式为/fLF uF uv21rrr02=-dn (1)式中：f0 动态正时带的自然频率，Hz；Lr 每段正时带跨度，mm；v 正时带速度，m/s；Fr正时带动态张紧力，N；u 单位长度正时带的质量，kg。此外，正时带背面与张紧轮或惰轮相互作用也会产生摩擦噪声，影响系统 NVH 性能，本文不予考虑4。根据式（1）计算出的前端轮系 L0L3段的动态模态频率分别为 500、250、261、225 Hz，如表 2 所示。图 1 有无皮带顶部噪声和张紧器振动Fig.1 Top noise and tensioner vibrationwith or without belt0 200 400 600 800 1 000 1 200 1 500 1 700 2 000频率/Hz3836343230282624222018161412108641PadB(A)Amplitude(RMS)g0.000.20带皮带去皮带张紧轮振动图 2 不同张紧器振动噪音测试Fig.2 Vibration and noise test of different tensioners0.250.220.200.180.160.140.120.100.080.060.040.020.00300 350 400 450 500 550 600 650 700 750 800频率/HzgAmplitude(RMS)PadB(A)顶部 1 m张紧器径向原状态原状态随机张紧器1随机张紧器1故障件故障件37.0034.0032.0030.0028.0026.0024.0022.0020.0018.0016.0013.00随机张紧器2随机张紧器2图 3 发动机前端轮系布置方式Fig.3 Arrangement of front engine gear trainIDRALTA_CL0L3L1L2CRK123第 61 卷第 11 期表 2 各跨度皮带动态模态频率Tab.2 Dynamic modal frequency of each span belt皮带段跨度/mm模态频率/Hz曲轴-张紧器 L069.38500曲轴-空压机 L1229.806250空压机-发电机 L2187.55261发电机-张紧器 L3153.976225由计算结果可以看出，曲轴-张紧器段皮带的模态频率与前端轮系怠速工况下存在的 518/540 Hz左右的嗡嗡异响频率接近。2.2 声传函测试声传函指的是声源到响应点的声传递函数5，即通过力锤或激振器激励后，通过声压传感器测量得到的频响函数。刘丹等6提出可以利用传递函数对发动机外附件的振动进行预测，为了确认各段皮带模态频率需要进行声传函测试。使用力锤对皮带施加激振力，麦克风采集皮带近场噪声响应，如图 4 所示。通过 LMS Test Lab 软件 Impact Testing 模块进行数据采集处理，得到各段皮带频率-幅值图如图 5 所示。可见，轮系皮带存在 500 Hz 左右模态频率，其中发电机和张紧器段皮带（曲线 L3）存在513 Hz 模态，曲轴带轮和张紧器段皮带（曲线 L0）存在 560 Hz 左右模态。该声传函反映了皮带静态频率，动态情况下皮带模态频率会有所降低。3 轮系结构优化经测试分析，该异响为皮带的激励频率与张紧器固有频率耦合导致产生，根据激励-路径-响应原理分析，可从激励和路径上进行优化。3.1 皮带长度皮带的抖动为异响激励，根据式（1），皮带跨度、皮带张力直接影响皮带激励频率，由于改变皮带跨度需对轮系布置进行更改，改动工作量较大，因此通过改变皮带张力改变皮带激励频率。调整皮带长度进行验证，对问题张紧器更换长、短皮带，分别使用原长度皮带 1 133 mm、短皮带 1 130 mm、长皮带 1 144 mm 进行测试。测试结果如图 6 所示，使用长、短皮带，张紧器540 Hz振动幅值均有明显减小。3.2 张紧器发动机附件皮带张紧器的主要作用是保持皮带的张力，无论是弹性皮带还是标准皮带，其内部芯线都会出现张力衰减，因此需要张紧器在弹簧的作用下弥补皮带磨损和老化后的伸长量，并保持皮带张力的稳定性，减少皮带振动，避免皮带打滑7-8。张紧器有 2 个关键特性：弹簧张力和张紧轮阻尼力，这 2 个参数都会对张紧器的工作状态产生影响。对不同张紧器进行测试，发现噪声振动表现差异较大，初步考虑是张紧器一致性差，因此，将故障轮和正常轮返厂进行检测。量产张紧器阻尼范围在 40%50%，经检测，故障张紧器阻尼偏小，为 35%，张紧器内部阻尼处于公差下限。选取不同阻尼的张紧器进行振动和噪声测试，结果如图 7 所示。图 4 声传函测试点Fig.4 Acoustic transfer function test point刘月普 等：发动机前端轮系怠速异响问题的分析与优化图 5 声传函测试频率-幅值图Fig.5 Acoustic transfer function test frequency-amplitude diagram51e-345e-340e-335e-330e-325e-320e-315e-310e-35e-30321 400 500 620频率/HzL2L0L1L3PadB(A)200 300 400 500 600 700 800频率/HzgAmplitude(RMS)PadB(A)顶部噪声张紧器振动541.044030201000.320.200.100.00图 6 不同长度皮带张紧器振动和噪声测试Fig.6 Tensioner vibration and noise test of different-length belts 2-断轴怠速 问题张紧轮 带皮带 9 2-断轴怠速 问题张紧轮 短皮带 11 2-断轴怠速 问题张紧轮 长皮带 13124农业装备与车辆工程 2023 年从图 7 可以看出，小阻尼张紧器在 540 Hz 处振动峰值 0.17g，大阻尼张紧器在 540 Hz 处振动峰值0.11g，显然大阻尼张紧器可有效降低振动幅值。因此，可以判断发动机前端轮系怠速异响与张紧器阻尼有关。同时，对优化后的张紧轮进行验证，优化方案 1 增加加强筋张紧轮（如图 8（a），优化方案 2 钢轮张紧轮（图 8（b），测试结果如图 9 所示，问题（小阻尼）张紧器使用多辐条张紧轮或钢轮张紧轮后，540 Hz问题频率振动明显减小。据此判断，张紧轮的结构也直接影响着其固有频率，进而影响到轮系的共振频率。4 结论（1）本文中发动机前端轮系怠速异响为皮带振动激励与张紧器固有频率耦合引起的噪声。根据激励-路径-响应原理，对于发动机相关振动异响问题，可以从激励和路径 2 个方面进行解决；（2）皮带的动态自然频率与皮带跨度、皮带速度、皮带单位质量及张力等相关，因此可以通过改变皮带长度和皮带张力来调整各带段皮带的模态频率；（3）张紧器的阻尼、结构和材料影响其共振频率，可以通过增大故障张紧器阻尼或者采用多辐条张紧轮或钢轮张紧轮的方式进行结构优化，解决该异响问题。参考文献1 王俊然,程市,曾超,等.基于 Simdrive 3D 软件对某发动机前端轮系仿真分析 J.农业装备与车辆工程,2021,59(7):94-97,103.2 樊小欢,刘刚,杨汶坪,等.某发动机前端轮系张紧器异响分析及改进 J.内燃机与动力装置,2021(02):68-72.3 胡广,窦世萌,陈丽霞,等.发动机前端轮系异响问题的分析与整改 J.机械制造,2021,59(11):76-78.4 李凤琴,李晓峰,杨金才,等.正时带系统动态特性和噪声研究 C/2015 中国汽车工程学会年会论文集，2015(04):1916-1920.5 姚斌辉.基于声传函的啸叫分析与优化 J.汽车工程师,2021(07):23-25.6 刘丹,王辉,宋兆哲,等.基于传递函数的发动机附件振动预测 J.噪声与振动控制,2021,36(3):147-150.7 方新亮.发动机前端轮系弹性皮带系统振动噪声的研究 D.镇江:江苏大学,2018.8 郭三本,李广龙,李利平,等.自动张紧器迟滞特性计算与试验分析 J.振动与冲击,2020,39(24):278-286.作者简介 刘月普（1985-），男，硕士研究生，研究方向：NVH 仿真分析。E-mail：通信作者 刘丹（1987-），女，硕士研究生，研究方向：汽车检测与维修技术。E-mail： （a）（b）图 8 结构优化后的张紧器Fig.8 Tensioner after structure optimization（a）多辐条张紧轮（37 条）（b）钢轮张紧轮40302010PadB(A)0.170.140.120.100.080.060.040.020.00gAmplitude(RMS)300 400 500 600 700频率/Hz顶部 1 m 噪声张紧器振动大阻尼张紧器小阻尼张紧器小阻尼张紧器大阻尼张紧器图 7 大小阻尼张紧器振动和噪声测试Fig.7 Vibration and noise test of large and small damping tensioners300 400 500 600 700频率/Hz40302010PadB(A)顶部 1 m 噪声（a）故障张紧器（小阻尼）+原塑料轮 故障张紧器（小阻尼）+多辐条轮 故障张紧器（小阻尼）+钢轮（b）图 9 结构优化后的张紧轮振动和噪声测试Fig.9 Tensioner vibration and noise test after structure optimization（a）噪声测试 （b）振动测试300 400 500 600 700频率/Hz0.170.140.120.100.080.060.040.020.00gAmplitude(RMS)张紧器振动