某发动机共振异响诊断与消除

贾志超 吕哲 潘德槐 刘天胜

（中国嘉陵工业股份有限公司（集团）技术中心重庆401332）

·振动·噪声·

某发动机共振异响诊断与消除

贾志超 吕哲 潘德槐 刘天胜

（中国嘉陵工业股份有限公司（集团）技术中心重庆401332）

测试了某异响发动机工作时的声压和振动加速度，通过异响工况下的加速度功率谱密度曲线结合曲轴自由模态分析结果诊断出了异响问题的原因-曲轴共振。对引起共振的激励源-发电机及点火系统进行改进，使激励能量足够小从而消除了该发动机的异响。该共振异响问题的解决，对类似问题具有参考和指导意义。

发动机异响模态共振

引言

通常发动机异响主要是因为某些零件磨损过甚或装配、调校不当，以及部分零件设计问题引起的[1]。某摩托车发动机工作在3800 r/min时，发动机发出刺耳的异常噪声。转速偏离3800 r/min时，异常噪声消失，发动机声音回复正常。发动机在急速回油时，3800 r/min出现的异响更加明显。该发动机为新设计发动机，且异响出现在所有装配的样机上，据此初步判断该发动机异响问题的原因为部件设计问题。基于该发动机前期开发过程，在未增加单平衡轴系统前，发动机无异响，所以首先将异响的根源确定为发动机传动系统。引起传动箱异响的主要根源在于发动机曲轴转速本质上的不均匀[2]，其中共振引起的转速波动等必然引起更明显的异响现象[3]。异响的诊断主要通过测试、测试数据的分析计算来定位其根源并改进消除[4～7]。针对该异响问题进行了噪声和振动测试，结合模态计算顺利找到了异响根源。在不改变发动机现有结构的条件下，消除了异响，在工程上有很好的现实意义。

1 问题分析及解决思路

发动机出现异响在唯一固定转速，通常是由共振产生。本次采用声压和振动测试分别测试异响时发动机左右侧面的声压信号和发动机箱体上的振动信号。通过声压级瀑布图对比和振动信号功率谱密度对比找到异响声压的特征频率和共振的特征频率。采用滤波回放方式判断异响的特征频率是否定位准确。振动信号结合零件模态计算结果确定共振频率及定位共振位置。找到共振位置及频率后对传动系统齿轮、链轮等引起周期激励的零件进行排查，找到共振发生的激励源。要消除共振有2个主要办法，首先可以通过结构改进，移开共振零件的模态频率消除共振。其次也可以从激励源的角度减小激励能量或者改变激励频率消除共振。异响问题解决的技术路线见图1。

图1 异响问题技术方案流程图

2 噪声及振动测试

根据既定技术方案，首先需要对发生异响的整车噪声及振动进行测试。噪声数据用来滤波回放，确定异响噪声的主要频率成分。振动数据用来分析发生异响时的主要振动频率成分，希望确定共振频率。测试在普通工作间进行，要求测试时所有其他声源关闭，保证噪声信号的可用性。

2.1 测试工况

测试时摩托车使用侧面支架支撑于地面，空档运行。测试共分三种工况：

1）工况1

发动机工作于连续加油回油过程，用来测试回油异响时是否发生振动加速度增大的情况，进一步确定共振的发生；

2）工况2

发动机稳定工作于异响转速3800 r/min，用来进行频率分析；

3）工况3

测试无平衡轴状态发动机稳定工作在3800 r/min时，用来与异响时进行对比，查找共振频率。

2.2 测点布置及测试参数选择

整个测试中布置了1个声压测点和1个加速度测点。其中加速度测点为发动机箱体（平衡轴安装位置）位置包含三个测试方向。声压测点位于发动机右侧距发动机气缸盖边缘和地面各500 mm位置，朝向平衡轴。加速度和声压共4个通道，为兼顾声压信号频域分辨率，所有通道采样率均设置为16384，这样频域达到8192 Hz。每个工况测试2组信号，每次连续采样10 s。

2.3 测试结果分析

2.3.1 声压信号处理

有无异响时的声压信号如图2、3所示。通过声压信号瀑布图对比可以看出，异响发生时的声压信号在1650 Hz附近存在明显的高声压频带。通过滤波回放，1650 Hz附近包含了异响成分，但没有包含所有的异响成分。进一步滤波得出异响发生在一个很宽的频带范围1500 Hz~3500 Hz，异响由该频段内的噪声成分合成。通过该结果寻找异响源比较困难，进一步的分析针对振动测试信号进行。

图2 有异响时声压信号瀑布图

图3 无异响时声压信号瀑布图

2.3.2 加回油加速度信号处理

通过计算随时间变化的幅值曲线（Level），可以反映整个过程中测点处振动加速度幅度随时间的变化曲线。当不发生共振时，加回油引起的振动加速度幅值随发动机转速平滑变化。若发生共振，则在共振点转速振动加速度会发生明显上升。据此可判断摩托车在加回油过程中是否有共振现象产生。图4和图5分别是发动机有异响和无异响时箱体测点各方向振动加速度随时间变化的幅值曲线。

从图4和图5可以看出，有异响的发动机在回油过程中有明显的共振现象发生，而没有异响的发动机振动加速度随转速平滑变动，无明显共振。该结果证明了发动机异响由共振产生。

2.3.3 稳定转速（3800 r/min）加速度信号处理

异响仅在固定转速3800 r/min发生，在该转速下测试的加速度数据信息量丰富，通过功率谱密度函数可以得到主要的振动频率成分。与无异响时测试加速度数据的功率谱密度函数进行对比，查找差异有希望获得异响时发动机的共振频率。图6和图7分别是发动机箱体测点X方向和Z方向的功率谱密度函数对比。

图4 有异响发动机加回油加速度幅值曲线

图5 无异响发动机加回油加速度幅值曲线

图6 有异响时箱体加速度功率谱密度函数

对比结果显示，有异响时在758Hz附近出现较明显的高峰，而无异响时在该频率附近没有出现明显高峰，所以该频率极有可能是异响时的共振频率。

3 共振原因分析

找到可能的共振频率后，需要找到引起共振的部件。经过反复多次拆除试听，结合排除法，最终确认异响最可能的来源是曲轴与平衡轴之间的齿轮啮合。由此寻找共振的原因便由发动机曲轴及平衡轴系统入手。

3.1 模态分析

分析曲轴及平衡轴的自由模态，并与测试得到的758Hz进行比对，最终发现曲轴结构的第一阶自由模态为756Hz附近的扭转振动模态，而平衡轴模态频率均远高于该频率，所以初步怀疑异响为曲轴共振引起。曲轴扭转共振的形式如图8所示。

图7 无异响时箱体加速度功率谱密度函数

图8 曲轴一阶扭转模态振型示意图

为了进一步确认曲轴扭振是引起异响的原因，需要进行试验验证。质量分布会影响结构的模态分布，现有2 kg和3 kg质量的转子安装在曲轴上。根据分析结果将原使用的2 kg转子换装为3 kg转子后，曲轴扭振频率由758 Hz下降到686 Hz。异响转速3800 r/min对应的基频63 Hz，此时共振频率大约是转速基频的12倍，根据此原则曲轴扭振频率下降到686 Hz后，发生异响的转速应该降低为686/12× 60=3430 r/min。实际测试中换装转子后，发动机发生异响的实际转速下降到3400 r/min左右，与分析结果吻合，确认了异响发生的原因。

3.2 确定激励源

共振的发生有两个主要因素，共振频率和一定能量的同频率激励。结合测试和分析结果确认了共振的部件及频率，然而还没有找到引起该共振的激励。从与曲轴联系的所有齿轮、链轮、轴承入手，均未找到能产生转速基频12倍频率激励的部件存在。排除以上零件激励的可能性外还有一个部件会与曲轴的运转发生关系，那就是曲轴一端安装的转子，它与箱体上的定子组成发电机系统，而该定子的线圈数为12个。有理由怀疑发动机运转过程中发电机形成的阻力是共振的激励源。将运转中的发动机发电系统断开，消除发电阻力后发动机异响消除。至此，引起发动机异响的原因及激励源均已找到。

4 异响的消除

对于共振引起的异响，可从两个方面入手解决。第一种方案是对发生共振的零部件进行结构改进，消除发生共振的模态振型或者将该阶模态的频率移出常用转速的激励范围。第二种方案是针对激励源，减小周期激励的能量，当激励能量小到不足以激发该共振时，也可消除该共振。

发动机已经设计定型，对曲轴结构进行调整的范围十分有限，唯一可以改变的只有曲轴连接转子的轴径。将轴径增大2 mm后分析曲轴模态，原第一阶的扭转模态变为第二阶，频率由758 Hz上升到924 Hz。这个改变并不能消除异响，只是将发生异响的转速提高。其它的改动会改变整个发动机系统热机的布局和设计，工作量非常巨大。从激励源入手则只改变发动机发电和点火的电器系统，改动比较容易实现。在发动机发电输出功率不变的情况下，切割线圈次数越多则阻力越小，曲轴运转越平稳。采用直流点火，使点火能量由蓄电池提供，不通过发电机直接输出，也有利于曲轴运转的平稳。采取如下的改进方案，将原12组线圈的定子更改设计为18组线圈的定子，将由发电机提供点火能量的点火方式改变为由蓄电池提供点火能量的直流点火方式。通过试验验证，在不改变曲轴及发动机设计结构的条件下，只改变电器系统的方案全转速范围完全消除了发动机的异响。原状态和改进后状态测试的3800 r/min工况下声压1/3倍频程比较如图9所示，可以看出从800到8000 Hz频率段内，声压级下降明显，实际听音异响已完全消除。

图9 改进前后声压1/3倍频比较

5 结论

本次问题的解决实现了从问题诊断、原因分析、设计改进的完整问题解决路径，是一套可成功应用于类似问题的技术方案。曲轴扭转振动的激励源一般是发动机气缸压力，而本次共振的激励源却是发电机发电阻力，比较特殊。通过调整发电系统，改变激励源很好地解决了曲轴共振问题。发动机曲轴、平衡轴等易发生扭转振动的零部件，设计初必须充分考虑所设计零件的模态特性，将异响、破坏等问题消除在产品正向设计阶段。测试技术和分析技术的综合运用是解决动力产品异常问题的有效手段，加强此技术能力是企业提高产品设计质量，提升市场认知度的保障。

1王泰晟，翁俊华，刘星.某小型发动机异响消除研究[J].装备制造技术，2012（9）：168～169

2邓兆祥，褚志刚，赵金斗，等.变速器异常噪声发生机理及控制[J].现代制造工程，2005（6）：95～98

3郑直，吕文彻，黄森，等.变速器噪声异常的分析研究[J].汽车与配件，2013（29）：60～62

4张希升，冷峻，田青松.基于LMS Test.Lab的拖拉机变速箱异响的诊断[J].农业装备与车辆工程，2010（5）：47～49

5曹建国，罗辑.基于神经网络的发动机异响故障诊断方法[J].机械制造，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）

贾志超（1979—），男，硕士，工程师，主要从事机械结构分析、优化，NVH控制及应用。