某四缸TGDI 发动机怠速正时皮带噪声解决及优化

赵 欣 孙洪伟 钱 辰 梁善飞 姜晓东 胡军峰

（宁波吉利罗佑发动机零部件有限公司 浙江 宁波 315336）

引言

正时皮带因其突出的成本优势已被广泛用于高效汽油发动机的气门正时系统。尽管其噪声相比于传统正时链条有明显优势，但在怠速工况下仍存在着NVH 风险。且由于正时系统零件多、结构复杂，与正时皮带相关的NVH 问题也常受其他结构参数影响而难以分析。本文以某2.0 L GTDI 发动机的怠速正时皮带异响问题为例，探讨其试验与仿真相结合的分析和优化方法。

1 正时带噪声产生的机理

正时带驱动系统的结构并不复杂但其噪声产生的机理却很复杂，文献[1-3]表明正时带系统的噪声主要分以下6 类：1）啮合初期：带轮齿顶尖和正时带齿底部的冲击；2）啮合时：正时带和带轮之间的气体流动（空气泵)；3）啮合末期：正时带齿顶与带轮齿槽的冲击；4）正时带振动；5）带轮振动；6）摩擦声。

正时带与带轮啮合产生的冲击噪声是因啮合过程中基节产生偏差引起的，这种啮合冲击对皮带是一种周期性激励，啮合频率为：

式中：N 为齿带轮的齿数；n 为齿带轮的转速（r/min）。正时带跨距固有频率计算公式为：

式中：f 为带跨距固有频率；M 为质量密度；S 为跨距长度；T 为带预紧力。

如激励频率一倍频或二倍频与正时带某跨距固有频率或谐波耦合将造成正时系统共振产生噪声，即公式（1）与公式（2）频率相近或相等。所以有3 种有效方法可以将皮带跨距固有频率降低到曲轴链轮/皮带轮齿啮合频率以下，避免共振。

1）增加皮带跨距长度；2）提高皮带质量密度或增加皮带质量；3）降低安全带预紧力。

除降低皮带固有频率外，发动机的工作温度和工作转速也会影响正时皮带的噪声。

2 某发动机正时系统噪声特征

某直列四缸TGDI 发动机，整车怠速750 r/min工况出现400～650 Hz 振动峰值，该特征出现具有随机性。出现时声品质差、主观评价为不可接受，该噪声在NVH 台架试验中也可出现。

在调查中发现，噪声在正时皮带区域，并从正时皮带盖发出，如图1 所示。

图1 正常机与异常机前端1m 噪声频谱对比

对该问题调查，是由皮带跨距的横向振动引起的。该振动是由皮带跨距的固有频率与皮带链轮和皮带传动的啮合频率（（怠速转速×带轮齿数）/60→（750×21）/60 谐波2 阶为525 Hz）与皮带跨长的调制频率（如表1 所示，cr-idle 4 阶为500 Hz）相接近造成共振。图1 的峰值不仅使噪声幅值增加，而且在这些工况下的噪声也非常令人讨厌（音质差）。

表1 皮带各段固有频率及调制频率 Hz

正时结构布置如图2 所示。

图2 正时结构布置图

通过分别抵触图2 中的SP1～SP5 皮带，问题频率为450～650 Hz 描述为goose 声，中心频率500 Hz，如图3 所示。确定发生部位为正时驱动轮-惰轮段正时。

图3 抵触SP1～SP5 各段皮带噪声变化

3 影响因素分析

在设计阶段考虑皮带预紧力的影响。一般认为减小正时皮带预紧张力可改善皮带噪声。发动机缸体和气缸盖工作温度升高导致固定皮带预紧力增大，皮带噪声将恶化。增加正时皮带质量密度会降低皮带的跨距共振，改善皮带噪声。增加正时皮带跨距长度可减小皮带共振，改善正时噪声。通过调整发动机的怠速转速，可以避免正时皮带共振，改善正时噪声。

3.1 转速与温度的影响

图4 显示怠速达到800 r/min 以上，机油温度50℃，整体噪声最大，最易识别，当温度达到70 ℃以上声音易识别，这与主观感受一致。图5 显示机热机状态（油温90 ℃）时不同的怠速转速，正时皮带噪声存在明显差异：转速越低噪声越小，且存在一个转速临界点如770 r/min。

图4 温度转速对正时皮带噪声的影响

图5 热机不同怠速转速对正时皮带噪声的影响

3.2 张紧轮预紧力调整对正时皮带噪声的影响

在该试验中，仅对正时张紧器的张紧力进行极限验证（Max 极限大张力，min 极限小张力，normal 正常值）图6 显示怠速750 r/min 时，张力对正时200～350 Hz，400～650 Hz 产生影响。这2 个频率特征与主观感受的goose 声一致。Min 较Normal，在问题频率200～350 Hz 的RMS 改善3 dB（A)。Max 较Normal 在问题频率200～350 Hz RMS 恶化2 dB（A)。Min、Max在主要抱怨问题频率450～650 Hz 虽然均在减小，但Min 改善效果最好，较Normal 降低5 dB。试验表明，降低静态预紧力有助于改善正时噪声。

图6 张紧力对正时皮带噪声的影响

使用EXCITE 对正时皮带系统建立模型如图7所示，该系统主要考虑：曲轴扭振、进排气凸轮轴转矩、正时轮系：VVT、惰轮张紧轮、曲轴带轮、张紧轮，定义其刚度阻尼等参数。简化模型如图8 所示。

图7 正时皮带系统模型

图8 正时皮带系统简化模型

3.3 正时皮带质量密度的影响

通过CAE 计算发现皮带增加质量，皮带在该转速段的振幅降低60%，见图9 所示。图10 为多样本质量验证，随着正时带质量增加问题噪声改善，主观评价得分提高。

图9 轻/重皮带振幅仿真对比

图10 轻/重皮带对前端1m goose 测试对比

3.4 皮带跨距的影响

为了降低皮带跨距的激振频率改变皮带固有频率达到降低皮带共振目的，可增加皮带跨距的长度，实施时需要改变气缸盖和气缸体加工线的布局。

如图11 所示，增加惰轮可间接实现改变问题段跨长的目的。此方案验证周期长，开发费用高，商业可行性低，本文仅作研究。

图11 增加惰轮方案

图12 为仿真结果，可以看出随着惰轮Idle2 位置相对Idle 下移10 mm 及16 mm，皮带齿啮入得到改善，滑移速度降低（越小越好）、摩擦阻力降低（绝对值越小越好）。试验方案采用Idle 下移16 mm 方案，图13 显示该频率声压级从53 dB（A）降低至51.5 dB（A），效果并未有显著提升。

图12 惰轮位置对皮带滑移速度、摩擦力影响的仿真分析

图13 惰轮位置对正时噪声的影响

3.5 正时带公差的影响

正时带结构如图14 所示，在正时带加工过程中，由于材料、温度等工艺因素影响产品的长度、厚度、宽度、齿高、平面度等公差。如橡胶热塑膨胀影响正时带厚度平面度，线绳绕线方向或数量影响正时带刚度。这些多变的公差变量将直接影响到正时系统的稳定性。

图14 正时带结构

3.5.1 对比计算带背不平度的影响

假设皮带背部是三角形，如图15 所示，高度为0 mm、0.05 mm、0.1 mm。）

图15 不平度简化模型

如图16、17 所示，随带背粗糙度增加，进入啮合的带齿与带轮摩擦力存在换向，系统稳定性较差，且在300～650 Hz 恶化明显。图18 显示随带背粗糙度增加，第1 段皮带横向振动幅值明显增加，200～600 Hz恶化明显，这些特征变化与实际感知相符。

图16 不平度对皮带齿与曲轴轮摩擦力的影响（时域）

图17 不平度对皮带齿与曲轴轮摩擦力的影响（频域）

图18 不平度对Span1 横向抖动FFT 仿真结果

3.5.2 长度公差的影响

设其公差为0 mm；-8 mm；+8 mm。图19 显示皮带长度公差对带齿摩擦力较为敏感，长度公差为-0.8 mm 时，带齿啮合平稳，相对反向滑移小。

图19 长度公差对带齿与曲轴轮滑移与摩擦力变化

综合仿真方案，试验采用不同长度、宽度、齿高、不平度等公差组合样件约20 种组合，在整车进行验证。测试工况怠速750 r/min，分析车内驾驶员右耳频率450～650 Hz 的RMS 声音变化情况，如图20 所示（浅绿面积越大表明改善效果越好、系统越稳定）。综合这些因素，长度公差小，带厚度不平度小，齿高公差小对系统的正时噪声稳定性较好，主观评价提升较为明显且与仿真结果对应。

图20 不同公差的正时带车内噪声变化

4 方案确定

结上所述，结合实际需求采用怠速控制750 r/min，张紧力较原状态降低30%，160 g 质量皮带且各公差控制下限作为改良方案，进行整车状态验证。噪声峰值降低约10 dB（A），如图21 所示。

图21 改良方案与原车噪声对比

5 结论

1）由于气缸体和气缸盖膨胀，皮带预紧力随着发动机温度的升高而增加。试验得出热机状态正时噪声是最坏的情况，并存在一个与该声音相关的临界转速，本案例中770 r/min 是该系统的临界转速。

2）增加皮带质量密度、改变皮带跨距可降低皮带跨距激励频率，有助于降低正时皮带激励。

3）改变发动机怠速，以避免皮带共振也是一种解决思路。但需要重新对整车系统校准，因此不选择此选项来实现。另外提高怠速会导致怠速噪声增大。

4）由于布局限制，无法更改皮带跨距。增加皮带质量密度涉及成本，需谨慎评估。最可行的解决方案是减少皮带预紧度和皮带公差控制。

5）本研究表明，正时带仿真模型可以有效帮助解决NVH 问题，缩短开发及解决问题的时间，具有较高的成本和时间效益。