減小柴油機凸輪軸齒輪嚙合側隙對整機寬頻噪聲改善的研究

李　樂　孫立永　屈　偉　張建川　尚　運（1-長城汽車股份有限公司技術中心河北保定071000 2-河北省汽車工程技術研究中心）

減小柴油機凸輪軸齒輪嚙合側隙對整機寬頻噪聲改善的研究

李樂1,2孫立永1,2屈偉1,2張建川1,2尚運1,2
（1-長城汽車股份有限公司技術中心河北保定071000 2-河北省汽車工程技術研究中心）

為改善某四缸增壓柴油發動機的NVH（Noise Vibration and Harshness）性能，通過改變發動機凸輪軸傳動齒輪嚙合側隙并對振動及噪聲進行測試，結果顯示：減小凸輪軸傳動齒輪嚙合側隙對發動機寬頻噪聲有明顯改善。

柴油機NVH凸輪軸齒輪嚙合側隙

引言

日益加嚴的油耗指標使柴油機的節油性能要求凸顯，但柴油機存在振動大、噪聲明顯等缺陷。

在對某柴油發動機以及搭載整車后的全評價過程中發現：此柴油發動機缸蓋前端及頂部振動及噪聲不滿足最終要求。經分析測試，最終鎖定凸輪軸傳動齒輪的機械噪聲為主要噪聲源[1]。因此，本文對此柴油發動機的配氣機構噪聲進行分析并改善，通過調整配氣機構傳動齒輪嚙合側隙改善整機寬頻噪聲[2]。

側隙指兩個相配合齒輪的工作齒面相接觸時，兩個非工作齒面之間所形成的間隙[3]。

1　研究對象與試驗裝置

本文所涉及的研究對象為2.0L雙頂置凸輪軸渦輪增壓柴油機，最大功率及相應轉速為120kW (4 000r/min)，最大扭矩及相應轉速為350N·m (1 600r/min～2 800r/min)。

進、排氣凸輪軸傳動形式為齒輪傳動，齒輪布置形式如圖1所示，主、從動齒輪均為直齒輪，主要參數見表1。

圖1　凸輪軸齒輪布置形式

表1　主、從動齒輪部分參數

發動機整個噪聲及振動測試過程，始終在配置有冷卻水恒溫系統和燃油恒溫系統的AVL電力測功機試驗臺的消聲室進行，消聲室內部基礎噪聲為25dB（A）。

發動機上傳感器以及發動機正上方1m處麥克風布置形式如圖2所示，所測得的噪聲以及振動信號可在相應的PC上采集記錄。

圖2　傳感器及麥克風布置形式

2　原側隙凸輪軸齒輪NVH水平

此2.0L柴油機凸輪軸齒輪嚙合側隙原始設計值為0.14～0.196mm。以此間隙設計值為基礎，分別從尖銳度、語音清晰度以及聲音粗糙度三方面對發動機聲品質進行測試，測試結果如圖3所示。

圖3　原凸輪軸齒輪嚙合側隙狀態整機聲品質水平

整機噪聲水平如圖4所示。

基于上述聲品質及噪聲數據。對凸輪軸傳動齒輪嚙合側隙進行調整[4]，探究不同的齒輪嚙合側隙對發動機NVH水平的影響。

圖4　整機噪聲水平

3　不同嚙合側隙試驗

在實際工程制造中，對研究對象所測得的側隙為法向側隙，所謂法向側隙是指當兩個齒輪的工作面相互接觸時，其非工作齒面之間的最短距離[3]。保證法向側隙的方法為：

1)在凸輪軸承蓋與缸蓋合件加工過程中，在進、排氣凸輪軸軸承孔中心距理論值固定，控制中心距的加工公差。

2)以跨齒數4個為基礎，控制主、從動齒輪的公法線長度極限公差以保證所需的側隙值。

在設計允許范圍內，分別選取嚙合側隙值為0.04mm，0.06mm以及0.12mm的3組不同嚙合側隙配合方式在原發動機基礎上進行測試。

試驗條件及傳感器布置情況與測試原狀態嚙合側隙時保持一致。

3.1發動機聲品質分析

不同嚙合側隙的發動機聲品質測試結果如圖5所示。

圖5　不同嚙合側隙狀態發動機聲品質對比

由圖5可知，減小凸輪軸傳動齒輪嚙合側隙，發動機頂面噪聲粗糙度、尖銳度和語音清晰度均有明顯改善，并且存在間隙越大，聲品質越差的趨勢。

3.2發動機噪聲分析

不同嚙合側隙值情況下整機噪聲測試結果如圖6所示。

圖6　不同側隙狀態整機噪聲對比

由圖6可知，在發動機進、排氣側，正時側與頂部噪聲及發動機整機噪聲隨凸輪軸齒輪嚙合側隙值減小而減小。

因此減小傳動齒輪嚙合側隙，可以改善發動機的整體聲品質與噪聲水平。

為進一步研究傳動齒輪嚙合側隙對發動機噪聲的影響，對發動機怠速及空載加速工況進行進一步測試與分析。

3.3頂部噪聲頻譜對比

對發動機頂部1m處聲壓級進行測試，測試條件為：相同條件的消聲室，測功機與發動機斷開連接軸，發動機利用起動機著車，保持在發動機怠速（750r/min）情況下，測試結果如圖7所示。

圖7　發動機頂部1m處聲壓級變化

從圖7可以看出：在1 800Hz以上，發動機頂部1m處噪聲降低6.2dB（A）；頂部噪聲隨不同齒輪嚙合側隙降低的趨勢一致，齒輪嚙合側隙值越小，1m處聲壓級降低越明顯。

3.4發動機空載加速噪聲頻譜對比

以頂端噪聲頻譜隨凸輪軸齒輪嚙合側隙變化規律為基礎，對發動機1m處聲壓級在空載加速工況的噪聲進行測試并分析結果，選取原狀態凸輪軸嚙合側隙值（0.14～0.196mm）與0.04mm凸輪軸嚙合側隙值進行測試，測試結果如圖8所示。

圖8　發動機空載加速噪聲頻譜對比

從圖8可以看出，發動機1m處聲壓級噪聲在空載加速工況下隨凸輪軸齒輪側隙的減小而降低，且減小明顯，最高可降低3.4dB（A）。

上述兩種嚙合側隙值情況下，對30cm近場噪聲進行測試，測試結果如圖9所示。

圖9　缸蓋近場噪聲測試

從圖9可以看出，發動機缸蓋頂部與后端30cm處近場噪聲隨齒輪側隙減小而減小；中低轉速改善明顯，但改善效果隨轉速增大而減小。

3.5極限間隙情況驗證

根據生產情況，選取極限值0.03mm、0.083mm與隨機情況0.033mm進行連軸怠速情況NVH測試，測試結果如圖10所示。

圖10　極限間隙與隨機間隙噪聲測試

從圖10可以看出：0.03mm和0.033mm側隙，整機噪聲相差不大，比0.083mm側隙小1.4dB(A)。

頂部1m處聲壓級測試結果如圖11所示。

圖11　頂部1m處聲壓級測試結果

從圖11可以看出：1 800～8 000Hz頂部噪聲，嚙合側隙0.03mm和0.033mm相差不大，比0.083mm小3dB(A)，0.083mm側隙噪聲不可接受。

凸輪軸軸承蓋振動情況如圖12所示。

圖12　凸輪軸軸承蓋振動情況

從圖12可以看出：1 800～8 000Hz凸輪軸軸承蓋后端Y向振動，嚙合側隙0.03mm和0.033mm相差不大，比0.083mm小1倍。

空載加速工況測試結果如圖13所示。

圖13　空載加速工況

從圖13可以看出：空載加速工況，對于不同側隙各面噪聲相差不大。

4　結論

1）在設計值允許范圍內，減小凸輪軸傳動齒輪嚙合側隙，發動機聲品質有明顯改善，嚙合側隙最大值控制到0.08mm范圍內。

2）發動機進排氣側、正時側、頂部噪聲及整機噪聲隨凸輪軸齒輪嚙合側隙值減小而減小；且側隙值越小，1m處聲壓級噪聲降低越明顯。

3）發動機缸蓋頂部與后端近場噪聲隨齒輪嚙合側隙減小而減小；中低轉速改善明顯，但改善效果隨轉速增大而減小。

4）對于0.083mm側隙，排氣側和頂部噪聲較大，聲音雜，不能接受。

因此從NVH方面考慮，此四缸柴油機凸輪軸傳動齒輪間隙確定為0.03mm～0.08mm。

1杜憲峰，梁興雨，李志勇.柴油機激勵載荷與結構振動信號特征關系研究[J].小型內燃機與車輛技術，2015，44（1）：25-30

2許愛芳，張佳，吳志永.降低高速傳動齒輪組動載荷沖擊的方法研究[J].機械設計與制造，2005（6）：12-14

3張民安.圓柱齒輪精度[M].北京:中國標準出版社，2002

4張子辰,韓景峰,劉洪德,等.降低柴油機噪聲技術研究[J].內燃機與動力裝置，2006（6）：19-22

Research of the Relations Between CamshaftGear Backlash and Diesel Engine'sNVH

LiLe1,2,Sun Liyong1,2,Qu W ei1,2，Zhang Jianchuan1,2,Shang Yun1,2
1-Technical Center，GreatWallMotor Company Limited（Baoding,Hebei,071000,China）2-HebeiAutomobile Engineering Technology&Research Center

For improving the NVH（Noise Vibration and Harshness）of 4-cylinder turbocharger diesel engine,a research and testof adjusting the camshaftgear backlash proves that the backlash effects NVH. NVH improvesobviouslywith decreasing the camshaftgear backlash.

Dieselengine,NVH,Camshaft,Gear,Backlash

TK423.4+1

A

2095-8234（2016）02-0043-05

2016-01-03）

李樂（1985-），女，助理工程師，主要從事柴油機研制與開發。