基于动力学分析的发动机噪声控制分析

杨 林，刘进伟，刘志友，唐 程

（隆鑫通用动力股份有限公司，重庆400052）

某排量为300cc的单缸发动机在方案样机阶段，怠速（发动机转速为：1 500 rpm）工况下整机噪声水平较差，严重影响该机在市场的竞争力。需准确识别整机的主要噪声源和根本影响因素，对其进行有效设计和优化，控制主要噪声源，提升整机噪声水平，为提升其它载体的噪声水平奠定声学研究基础[1]。

摩托车发动机内部产生机械噪声的因素很多，噪声类型多种多样，因此通过发动机表面产生的辐射噪声去识别噪声源，需要采用合理的测试方案。本文使用Microflown Technologies公司的专业测试设备，通过麦克风探头对发动机表面进行声强扫描，生成直观的声强云图，判定发动机各部位的噪声大小，然后分析频谱特征，结合发动机运动件特征频率，确定产生主要噪声的零部件。

1 噪声测试和分析

对发动机进行噪声水平进行摸底，该测试在环境噪声为35dB（A）的半消声室内进行，测试方案如图1所示，麦克风距离发动机1 m，整机噪声声压级为71.1 dB（A）.

图1 发动机噪声测试

采用Microflown声学测试设备的麦克风P-U探头扫描怠速工况下的发动机表面，分析U通道数据，可得到发动机表面的声强云图，如图2所示。从发动机表面的声强云图中，可得出该发动机右曲轴箱盖离合器外侧的辐射噪声贡献量最大，该区域存在的运动件为：离合器、初级传动齿轮、轴承等。噪声贡献量其次的部位包括气缸头右侧中部（链条腔外侧）、平衡轴系外侧、发动机底部（主要为发动机底部辐射噪声与支架反射造成）。

图2 发动机声强云图

产生主要噪声的类型大致为：齿轮啮合噪声、轴承撞击噪声、离合器膜片摩擦噪声等，为确定产生主要噪声的运动部件，需对测试结果进行傅里叶变化分析，获取噪声的频谱特性判断噪声源，频谱特性结果如图3所示。

图3 噪声频谱特性

由频谱特性分析结果得出该发动机的主要峰值噪声为 550 Hz、1 050 Hz、1 650 Hz，这些频率均为发动机基频的高阶倍频。根据发动机在怠速1 500 rpm工况下各运动件的运转频率，可确定这三个主要峰值频率为初级传动齿轮（主动齿轮的齿数为22）啮合的1阶频率、2阶频率、3阶频率。在啮合的2阶频率1 050 Hz下最大，是由于该发动机配有平衡轴系统，能够对发动机的1阶往复惯性力进行有效平衡，导致齿轮在发动机2阶激励频率下的啮合噪声突出。

2 齿轮啮合噪声分析

齿轮啮合噪声的产生是由于点火后发动机曲轴突然加速，主动齿角速度加快，使得主动齿撞击从动齿发出声音。排气行程减速时，主动齿角速度减慢，若主从齿轮之间存在一定间隙，导致从动齿撞击主动齿而发出声音。间隙越大，撞击造成的噪声越大。因此产生齿轮啮合噪声的两个要素为：曲轴转速变化、齿隙的存在，其影响原理如下图4所示。两大要素中，消除某一要素，撞击音就消失。

图4 齿轮噪声原理

齿轮在啮合过程中，根据齿轮撞击的能量守恒，得出：

在式（1）中，m为质量；v为速度；E1为撞击产生能量；E2为离合器吸收能量。因此，基于齿轮噪声产生原理，提出以下对策[2，3]：

（1）主动控制：保证燃烧的稳定性，增大曲轴的转动惯量，齿隙零处理，提高齿轮精度，增加配对齿轮齿数等。

（2）被动控制：提高离合器的减振效率，增加吸振装置等。

3 动力学仿真分析

因考虑到降低摩托车单缸发动机的曲轴转速波动和减小齿轮的啮合间隙方案的实施难度较大，本文提出一种被动控制策略方案，通过降低离合器的扭转刚度，提升离合器减振能力[4]。

3.1 动力学模型建立

利用1D动力学仿真分析软件，对发动机的动力-传动系统进行分析。该模型包括曲轴、离合器、变速器、轴承等系统，基础参数如表1所示，动力学模型如图5所示。

表1 发动机总成基本参数

图5 动力-传动系统动力学模型

3.2 离合器刚度测量

该发动机离合器采用6个橡胶减振，结构如图6所示。动力学模型中用刚度和阻尼特性模拟离合器的减振效果，因离合器在工作过程中扭转角度较小，需通过专业的检测设备测量其扭转刚度值，其测试结果为图7所示。

图6 离合器刚度测试示意图

图7 离合器减振特性对比结果

表2 离合器基本参数

3.3 仿真分析

离合器在轴系运转过程中，因存在弹性减振系统，会在某个转数）频率）下发生共振现象，因此需要分析三种类型离合器-轴系统的固有频率是否与怠速工况下的激励频率25 Hz相同，分析结果如图7所示。得出三种离合器-轴系的固有频率依次为94 Hz、91 Hz、86 Hz，判定在怠速工况下无扭振问题发生[5，6]。

对不同扭转刚度的离合器减振特性进行分析，分析结果如图7所示，得出原状态离合器受到的最大冲击力矩达到36.2 N·m；扭转刚度为24.2 N·m/deg的离合器受到28.19 N·m的冲击力矩；扭转刚度为20.6 N·m/deg的离合器受到19.25 N·m的冲击力矩。结果表明，扭转刚度越大，轴系受到的冲击力矩越大，导致齿轮的撞击音变大。

综上分析，将离合器中6个橡胶的刚度值降低，满足离合器的扭转刚度为20.6 N·m/deg.

4 试验验证

为了验证动力学仿真的准确性，在与摸底试验相同工况下，进行声强扫描和噪声测试试验，测试结果如图8、图9所示。

图8 发动机声强云图

图9 噪声声压级对比结果

与图2的测试结果进行对比分析，从噪声云图比较可以看出，离合器部位的主要贡献源噪声分布发生了变化，右曲轴箱盖离合器外侧噪声减小很明显，减小3 dB左右。同时从图9中可以看出，怠速工况下降噪效果为1.1 dB（A），而3 000 r/m和4 500 r/m工况下，降噪效果更明显，达到4.5 dB（A）.表明了本次降低离合器扭转刚度方案可行。

5 总结

通过对发动机进行声强扫描和频谱特性分析，得出噪声的最大贡献源；然后对发动机传动系统进行仿真分析，得出造成噪声最大的主要原因；并提出一种被动控制策略，降低离合器扭转刚度，提升离合器的减振能力。经试验验证，方案效果明显，在发动机噪声控制分析方面具有一定的指导意义。

[1]庞 剑，谌 刚，何 华.汽车振动与噪声——理论与应用[M].北京：北京理工大学出版社，2006.

[2]李 昂，刘虎东.关于防振与防振橡胶[J].橡胶工业，2012，39（2）：6-11.

[3]文 斌.联轴器设计选用手册[M].北京：机械工业出版社，2009.1.

[4]严济宽.机械振动隔离技术[M].上海：上海科技技术出版社，1986.

[5]赵 骞，邓江华，王海洋.传动系部件扭转刚度对后驱传动系扭振模态的影响[J].噪声与振动控制，2011，31（5）：49-52.

[6]吕建勤，陆福干.离合器扭转减振弹簧计算及试验方法研究[J].科技创新与应用，2013（27）：7-8.