某車型發動機正時系統振動噪音的優化

葉風旺

(東南(福建)汽車工業有限公司,福建 福州 350119)

隨著車輛的應用普及,人們生活水平的提高,人們對汽車性能的要求除在動力性、經濟性、可靠性、安全性方面之外,對車輛的舒適性的要求也越來越高,良好的駕駛操作性能、舒適的駕乘環境漸漸成為現代汽車的重要標志。NVH(Noise、Vibration、Harshness)已成為人們駕車使用的關注重點,現車輛NVH 的研究已貫穿在整個汽車新產品的開發過程,找出影響車輛乘坐舒適性的激勵源,通過改善激勵源振動狀況或控制激勵源振動噪音向車室內的傳遞來提高乘坐舒適性。

發動機是車輛的核心部件,是主要噪聲振動激勵源,正時系統為發動機的重要組成部分,其振動噪音問題受到廣泛關注,其NVH 性能對車輛的乘坐舒適性具有重要意義。本文以一款SUV 車型開發中出現明顯的振動噪音問題為例,使用LMS40通道數采,采集不同工況下車內振動噪音信號,分析為發動機正時系統的影響,并通過對正時系統傳動鏈的結構分析、從而提出正時系統傳動鏈結構的優化,有效地降低了車內振動噪音,提升了車輛乘坐的舒適性。

1 故障分析

1.1 主觀評價

在對一款SUV 樣車主觀評價過程中,發現一種異常噪音：在車輛加速后發動機轉速回落在2500～3000r/min 的工況下,在車內能夠感覺到明顯刺耳的嘯叫聲,對耳膜有一定的壓迫感,大幅影響車輛車坐的舒適性。

1.2 樣車振動頻率分析

針對車輛加速的工況下出現的振動噪聲問題,在該工況下進行樣車的正駕、副駕振動噪音信號檢測,正副駕右耳均存在明顯18 階噪聲,其中正駕右耳旁振動噪音信號數據見圖1 三維Waterfall Plot 圖譜。

圖1 正駕右耳18 階Waterfall Plot 圖譜

正時系統齒輪嚙合頻率公式[1]：

式中：n- 發動機轉速,r/min；

z- 齒輪齒數。

該SUV 樣車正時系統的曲軸齒輪為18 齒,根據上述三維Waterfall Plot 圖譜存在明顯18 階噪聲,及正時系統齒輪嚙合頻率公式,依據發動機轉速n、頻率f,可推算齒輪齒數z 符合正時系統曲軸齒輪的齒數,可以判斷,該SUV 樣車的噪音激勵源應為發動機的正時系統。

2 結構優化

噪音的控制必須從激勵源的控制、傳播途徑的控制和接受者保護三方面考慮[1],針對該SUV 車型正時系統鏈傳動的振動噪音問題,其中激勵源噪音控制可從設計、制造、材料和結構等方面考慮,通過優化調整正時系統張緊力和張緊器位置、及制造工藝、材料的進行確認管控,但優化效果有限,擬考慮變更正時系統傳動結構,分析如下：

2.1 正時系統傳動結構的分類

正時傳動系統一般有三種形式: 皮帶傳動、鏈傳動和齒輪傳動,對于低功率小扭矩的發動機,一般選擇皮帶傳動或鏈傳動,鏈傳動噪音會比皮帶傳動大,但皮帶傳動使用后會產生磨損、老化,而鏈傳動基本不需要維護,且結構緊湊、可靠性與耐磨性高等顯著優點,克服了齒輪傳動和皮帶傳動性能上的某些先天不足。

在傳動鏈中,根據結構不同,可分為兩種類型,滾子鏈和齒形鏈,齒形鏈工作時傳動平穩,噪音和振動很小,又稱無聲鏈[2]。

2.2 正時系統鏈傳動的結構優化

根據以上正時系統傳動結構的分類,該SUV 車型的發動機的正時系統初始設計為鏈傳動,且為滾子鏈傳動結構,接下來重點分析鏈傳動的滾子鏈、齒形鏈兩種結構及其嚙合特點。

2.2.1 正時滾子鏈的結構及嚙合特點

如圖2,滾子鏈由內鏈板1、外鏈板2、銷軸3、套筒4 和滾子5 組成,其中內鏈板壓裝在套筒兩端(過盈配合)、外鏈板壓裝在銷軸兩端(過盈配合)并對銷軸頭部進行鉚合,分別稱為內鏈節、外鏈節,內外鏈節構成了一對鉸鏈副,滾子與套筒,套筒與銷軸均為間隙配合。

圖2 滾子鏈的結構

當滾子鏈在鏈輪上運轉時,由于鏈節是剛性的,鏈條滾子與鏈輪每次嚙合時,多邊形效應都使整個一邊鏈條抬升又落下；同時主動輪轉過一齒,鏈速度由小變大,由大變小一次；嚙進的滾子開始與鏈輪齒不接觸,然后在一個瞬間突然完全接觸,這種運動特性使滾子鏈的瞬時鏈速和瞬時傳動比都是變化的。當鏈節以一定相對速度與鏈輪嚙合瞬間,將產生沖擊和動載荷,節距越大、鏈輪轉速越高時沖擊也越大[2]。滾子鏈傳動中滾子與輪齒沖擊及其造成的振動是大部分噪音的來源[3]。

2.2.2 正時齒形鏈的結構及嚙合特點

如圖3,齒形鏈由鏈板1、導板2 和銷軸3 組成,其中導板壓裝在銷軸兩端(過盈配合)并對銷軸頭部進行鉚合,銷軸與鏈板孔為間隙配合,這樣銷軸與鏈板構成了一對鉸鏈副。

齒形鏈與鏈輪輪齒嚙合時,由于齒形鏈鏈輪齒形為漸開線齒形,漸開線齒形的鏈輪與齒形鏈嚙合是通過鏈輪漸開線齒廓和鏈板工作齒廓嚙合,使其類似于共軛嚙合傳動,因而工作平穩[4]。

圖3 齒形鏈的結構

以上結構分析,針對滾子鏈、齒形鏈的兩種鏈傳動結構,滾子鏈在嚙合過程中,滾子以幾乎90°的入射角接近鏈輪齒面并與鏈輪齒面發生沖擊,滾子的旋轉能等能量大部分都轉化成沖擊時的噪聲能,產生非常強烈的機械沖擊的振動噪音。而齒形鏈的嚙合過程,則鏈節以幾乎0°的入射角接近鏈輪齒面并與相對齒面產生滑動因而沖擊很小,鏈節和鏈輪的沖擊能量大部分轉變為滑動摩擦能,轉變為沖擊噪聲的能量大幅減少,嚙合時沖擊振動噪聲降低,自身產生的聲音也較柔和[5]。且齒形鏈是通過工作鏈板與鏈輪齒的漸開線齒形進行嚙合傳動,具有噪音低、傳動平穩等優點。另滾子鏈的磨損,它的內節和外節的實際節距逐漸不同,外節節距變得愈來愈大,從而降低了傳動精度,而齒形鏈各鏈節因磨損而伸長是均勻的,因此保持有較高的運動精度。

由此可見,齒形鏈具有沖擊振動噪音小、傳動平穩、傳動精度高等優點,故針對該SUV 車型正時系統鏈傳動的振動噪音問題,選擇優化該SUV 車型的鏈輪結構,將其正時系統的傳動結構由滾子鏈變更為齒形鏈。

2.3 單品臺架驗證

準備3 臺該SUV 車型發動機,將其中2 臺正時系統的鏈傳動由滾子鏈更改為齒形鏈,展開發動機臺架振動噪音比較測試,安裝位置如圖4,試驗結果XYZ 向的振動能量如圖5 所示。

圖4 單品臺架安裝示意圖

圖5 臺架各向振動能量圖

從圖5 所示加速工況的振動能量圖上看,正時齒形鏈系統發動機相比滾子鏈系統發動機,18 階振動X 向降幅最大,效果最明顯,Y 向次之,Z 向降幅最小；齒形鏈系統發動機相比滾子鏈系統發動機在XYZ 各方向振動能量均有明顯降幅。

2.4 實車測試分析

分別采用正時滾子鏈發動機、和優化后的正時齒形鏈發動機的兩部樣車,進行實車主觀評價,正時齒形鏈發動機已無明顯嘯叫音；同時分別在兩部車的發動機艙、正駕、副駕、右后席布置LMS40 數采通道,進行怠速、三檔全油門加速工況下驗證齒輪鏈發動機對NVH 性能的影響,其中怠速工況下正駕右耳旁前后噪音變化如圖6 所示。

圖6 發動機正時鏈結構優化前后正駕右耳旁噪音對比

從圖6 可以看出,怠速工況下齒形鏈對車內噪音改善明顯,降低10～15dB；全油門加速工況工況下前后噪音變化趨勢基本同怠速工況,齒形鏈對車內噪音也改善明顯；且整車NVH 測試齒形鏈,三維Waterfall Plot 圖譜顯示對應的正副駕右耳23 階次噪聲并不明顯(齒形鏈的曲軸齒輪為23 齒)。

綜上所述,齒形鏈正時系統發動機在單品臺架振動能量、樣車的實車主觀評價及客觀振動噪音數據比較,均有大幅改善,故該SUV 車型的發動機正時系統的結構由滾子鏈更改為齒形鏈系統的優化效果明顯,方案可行并展開實施。

3 結論

汽車舒適性是與使用者聯系最為密切的性能,提高乘坐舒適性已成為汽車制造商和使用者追求目標,特別是降低汽車振動噪音更受關注,良好的汽車舒適性能保證駕駛者的平穩情緒、快速的反應速度進而保證行車的安全性。通過對SUV 開發過程中正時鏈振動噪音現象識別、正時鏈的結構優化及相關驗證；在發動機怠速及加速工況下振動噪音是由發動機正時系統產生的振動激勵源造成的,通過對正時系統鏈傳動的結構優化,大幅降低其造成的振動噪音,有效的提升車輛乘坐的舒適性。因此,在汽車新車型開發的NVH 驗證過程中,要特別重視正時系統對汽車振動噪聲等方面的影響；在設計的初期需要充分考慮正時系統的設計結構,提前選擇正時鏈的結構,避免在新車型開發后期進行變更而增加時間及成本方面的投入。