某發動機共振異響診斷與消除

賈志超 呂哲 潘德槐 劉天勝

（中國嘉陵工業股份有限公司（集團）技術中心重慶401332）

·振動·噪聲·

某發動機共振異響診斷與消除

賈志超 呂哲 潘德槐 劉天勝

（中國嘉陵工業股份有限公司（集團）技術中心重慶401332）

測試了某異響發動機工作時的聲壓和振動加速度，通過異響工況下的加速度功率譜密度曲線結合曲軸自由模態分析結果診斷出了異響問題的原因-曲軸共振。對引起共振的激勵源-發電機及點火系統進行改進，使激勵能量足夠小從而消除了該發動機的異響。該共振異響問題的解決，對類似問題具有參考和指導意義。

發動機異響模態共振

引言

通常發動機異響主要是因為某些零件磨損過甚或裝配、調校不當，以及部分零件設計問題引起的[1]。某摩托車發動機工作在3800 r/min時，發動機發出刺耳的異常噪聲。轉速偏離3800 r/min時，異常噪聲消失，發動機聲音回復正常。發動機在急速回油時，3800 r/min出現的異響更加明顯。該發動機為新設計發動機，且異響出現在所有裝配的樣機上，據此初步判斷該發動機異響問題的原因為部件設計問題。基于該發動機前期開發過程，在未增加單平衡軸系統前，發動機無異響，所以首先將異響的根源確定為發動機傳動系統。引起傳動箱異響的主要根源在于發動機曲軸轉速本質上的不均勻[2]，其中共振引起的轉速波動等必然引起更明顯的異響現象[3]。異響的診斷主要通過測試、測試數據的分析計算來定位其根源并改進消除[4～7]。針對該異響問題進行了噪聲和振動測試，結合模態計算順利找到了異響根源。在不改變發動機現有結構的條件下，消除了異響，在工程上有很好的現實意義。

1 問題分析及解決思路

發動機出現異響在唯一固定轉速，通常是由共振產生。本次采用聲壓和振動測試分別測試異響時發動機左右側面的聲壓信號和發動機箱體上的振動信號。通過聲壓級瀑布圖對比和振動信號功率譜密度對比找到異響聲壓的特征頻率和共振的特征頻率。采用濾波回放方式判斷異響的特征頻率是否定位準確。振動信號結合零件模態計算結果確定共振頻率及定位共振位置。找到共振位置及頻率后對傳動系統齒輪、鏈輪等引起周期激勵的零件進行排查，找到共振發生的激勵源。要消除共振有2個主要辦法，首先可以通過結構改進，移開共振零件的模態頻率消除共振。其次也可以從激勵源的角度減小激勵能量或者改變激勵頻率消除共振。異響問題解決的技術路線見圖1。

圖1 異響問題技術方案流程圖

2 噪聲及振動測試

根據既定技術方案，首先需要對發生異響的整車噪聲及振動進行測試。噪聲數據用來濾波回放，確定異響噪聲的主要頻率成分。振動數據用來分析發生異響時的主要振動頻率成分，希望確定共振頻率。測試在普通工作間進行，要求測試時所有其他聲源關閉，保證噪聲信號的可用性。

2.1 測試工況

測試時摩托車使用側面支架支撐于地面，空檔運行。測試共分三種工況：

1）工況1

發動機工作于連續加油回油過程，用來測試回油異響時是否發生振動加速度增大的情況，進一步確定共振的發生；

2）工況2

發動機穩定工作于異響轉速3800 r/min，用來進行頻率分析；

3）工況3

測試無平衡軸狀態發動機穩定工作在3800 r/min時，用來與異響時進行對比，查找共振頻率。

2.2 測點布置及測試參數選擇

整個測試中布置了1個聲壓測點和1個加速度測點。其中加速度測點為發動機箱體（平衡軸安裝位置）位置包含三個測試方向。聲壓測點位于發動機右側距發動機氣缸蓋邊緣和地面各500 mm位置，朝向平衡軸。加速度和聲壓共4個通道，為兼顧聲壓信號頻域分辨率，所有通道采樣率均設置為16384，這樣頻域達到8192 Hz。每個工況測試2組信號，每次連續采樣10 s。

2.3 測試結果分析

2.3.1 聲壓信號處理

有無異響時的聲壓信號如圖2、3所示。通過聲壓信號瀑布圖對比可以看出，異響發生時的聲壓信號在1650 Hz附近存在明顯的高聲壓頻帶。通過濾波回放，1650 Hz附近包含了異響成分，但沒有包含所有的異響成分。進一步濾波得出異響發生在一個很寬的頻帶范圍1500 Hz~3500 Hz，異響由該頻段內的噪聲成分合成。通過該結果尋找異響源比較困難，進一步的分析針對振動測試信號進行。

圖2 有異響時聲壓信號瀑布圖

圖3 無異響時聲壓信號瀑布圖

2.3.2 加回油加速度信號處理

通過計算隨時間變化的幅值曲線（Level），可以反映整個過程中測點處振動加速度幅度隨時間的變化曲線。當不發生共振時，加回油引起的振動加速度幅值隨發動機轉速平滑變化。若發生共振，則在共振點轉速振動加速度會發生明顯上升。據此可判斷摩托車在加回油過程中是否有共振現象產生。圖4和圖5分別是發動機有異響和無異響時箱體測點各方向振動加速度隨時間變化的幅值曲線。

從圖4和圖5可以看出，有異響的發動機在回油過程中有明顯的共振現象發生，而沒有異響的發動機振動加速度隨轉速平滑變動，無明顯共振。該結果證明了發動機異響由共振產生。

2.3.3 穩定轉速（3800 r/min）加速度信號處理

異響僅在固定轉速3800 r/min發生，在該轉速下測試的加速度數據信息量豐富，通過功率譜密度函數可以得到主要的振動頻率成分。與無異響時測試加速度數據的功率譜密度函數進行對比，查找差異有希望獲得異響時發動機的共振頻率。圖6和圖7分別是發動機箱體測點X方向和Z方向的功率譜密度函數對比。

圖4 有異響發動機加回油加速度幅值曲線

圖5 無異響發動機加回油加速度幅值曲線

圖6 有異響時箱體加速度功率譜密度函數

對比結果顯示，有異響時在758Hz附近出現較明顯的高峰，而無異響時在該頻率附近沒有出現明顯高峰，所以該頻率極有可能是異響時的共振頻率。

3 共振原因分析

找到可能的共振頻率后，需要找到引起共振的部件。經過反復多次拆除試聽，結合排除法，最終確認異響最可能的來源是曲軸與平衡軸之間的齒輪嚙合。由此尋找共振的原因便由發動機曲軸及平衡軸系統入手。

3.1 模態分析

分析曲軸及平衡軸的自由模態，并與測試得到的758Hz進行比對，最終發現曲軸結構的第一階自由模態為756Hz附近的扭轉振動模態，而平衡軸模態頻率均遠高于該頻率，所以初步懷疑異響為曲軸共振引起。曲軸扭轉共振的形式如圖8所示。

圖7 無異響時箱體加速度功率譜密度函數

圖8 曲軸一階扭轉模態振型示意圖

為了進一步確認曲軸扭振是引起異響的原因，需要進行試驗驗證。質量分布會影響結構的模態分布，現有2 kg和3 kg質量的轉子安裝在曲軸上。根據分析結果將原使用的2 kg轉子換裝為3 kg轉子后，曲軸扭振頻率由758 Hz下降到686 Hz。異響轉速3800 r/min對應的基頻63 Hz，此時共振頻率大約是轉速基頻的12倍，根據此原則曲軸扭振頻率下降到686 Hz后，發生異響的轉速應該降低為686/12× 60=3430 r/min。實際測試中換裝轉子后，發動機發生異響的實際轉速下降到3400 r/min左右，與分析結果吻合，確認了異響發生的原因。

3.2 確定激勵源

共振的發生有兩個主要因素，共振頻率和一定能量的同頻率激勵。結合測試和分析結果確認了共振的部件及頻率，然而還沒有找到引起該共振的激勵。從與曲軸聯系的所有齒輪、鏈輪、軸承入手，均未找到能產生轉速基頻12倍頻率激勵的部件存在。排除以上零件激勵的可能性外還有一個部件會與曲軸的運轉發生關系，那就是曲軸一端安裝的轉子，它與箱體上的定子組成發電機系統，而該定子的線圈數為12個。有理由懷疑發動機運轉過程中發電機形成的阻力是共振的激勵源。將運轉中的發動機發電系統斷開，消除發電阻力后發動機異響消除。至此，引起發動機異響的原因及激勵源均已找到。

4 異響的消除

對于共振引起的異響，可從兩個方面入手解決。第一種方案是對發生共振的零部件進行結構改進，消除發生共振的模態振型或者將該階模態的頻率移出常用轉速的激勵范圍。第二種方案是針對激勵源，減小周期激勵的能量，當激勵能量小到不足以激發該共振時，也可消除該共振。

發動機已經設計定型，對曲軸結構進行調整的范圍十分有限，唯一可以改變的只有曲軸連接轉子的軸徑。將軸徑增大2 mm后分析曲軸模態，原第一階的扭轉模態變為第二階，頻率由758 Hz上升到924 Hz。這個改變并不能消除異響，只是將發生異響的轉速提高。其它的改動會改變整個發動機系統熱機的布局和設計，工作量非常巨大。從激勵源入手則只改變發動機發電和點火的電器系統，改動比較容易實現。在發動機發電輸出功率不變的情況下，切割線圈次數越多則阻力越小，曲軸運轉越平穩。采用直流點火，使點火能量由蓄電池提供，不通過發電機直接輸出，也有利于曲軸運轉的平穩。采取如下的改進方案，將原12組線圈的定子更改設計為18組線圈的定子，將由發電機提供點火能量的點火方式改變為由蓄電池提供點火能量的直流點火方式。通過試驗驗證，在不改變曲軸及發動機設計結構的條件下，只改變電器系統的方案全轉速范圍完全消除了發動機的異響。原狀態和改進后狀態測試的3800 r/min工況下聲壓1/3倍頻程比較如圖9所示，可以看出從800到8000 Hz頻率段內，聲壓級下降明顯，實際聽音異響已完全消除。

圖9 改進前后聲壓1/3倍頻比較

5 結論

本次問題的解決實現了從問題診斷、原因分析、設計改進的完整問題解決路徑，是一套可成功應用于類似問題的技術方案。曲軸扭轉振動的激勵源一般是發動機氣缸壓力，而本次共振的激勵源卻是發電機發電阻力，比較特殊。通過調整發電系統，改變激勵源很好地解決了曲軸共振問題。發動機曲軸、平衡軸等易發生扭轉振動的零部件，設計初必須充分考慮所設計零件的模態特性，將異響、破壞等問題消除在產品正向設計階段。測試技術和分析技術的綜合運用是解決動力產品異常問題的有效手段，加強此技術能力是企業提高產品設計質量，提升市場認知度的保障。

1王泰晟，翁俊華，劉星.某小型發動機異響消除研究[J].裝備制造技術，2012（9）：168～169

2鄧兆祥，褚志剛，趙金斗，等.變速器異常噪聲發生機理及控制[J].現代制造工程，2005（6）：95～98

3鄭直，呂文徹，黃森，等.變速器噪聲異常的分析研究[J].汽車與配件，2013（29）：60～62

4張希升，冷峻，田青松.基于LMS Test.Lab的拖拉機變速箱異響的診斷[J].農業裝備與車輛工程，2010（5）：47～49

5曹建國，羅輯.基于神經網絡的發動機異響故障診斷方法[J].機械制造，2004（2）：19～20

6Zhang Junhong，Han Bing.Analysis of engine front noise using sound intensity techniques[J].Mechanical Systems and Signal Processing，2005（19）：213~221

7Zhang Li，Ren Luquan，Shi Yaowu.A Humanoid Method for Extracting Abnormal Engine Sounds from Engine Acoustics Based on Adaptive Volterra Filter[J].Journal of Bionic Engineering，2012（9）：262~270

The Diagnoses and Elimination of an Engine Resonance and Abnormal Noise

Jia Zhichao，Lv Zhe，Pan Dehuai，Liu Tiansheng
The Technical Center of China Jialing Industrial Co.Ltd.（Chongqing，401332，China）

Sound pressure and vibration acceleration of a working engine is tested.The reason of abnormal noise and torsion resonance is discovered by acceleration power spectral density curve and crankshaft free modal analysis result.Electric generator and ignition system，which are the excitation resource of the abnormal noise，are improved to reduce the excitation energy.Then the abnormal noise was eliminated.On the base，the general method，which can be used to solve similar resonance abnormal nose problem，is obtained.The method has reference and guidance function on the resolving of the similar problem.

Engine，Abnormal noise，Modal，Torsion resonance

TK411+.6

A

2095-8234（2014）06-0065-06

2014-05-29）

賈志超（1979—），男，碩士，工程師，主要從事機械結構分析、優化，NVH控制及應用。