某汽油机本体振动噪声分析及优化

张宝平 李凯 郭宇 王卓 路建华 刘龙军

摘要：为解决某汽油机本体振动大问题，通过噪声、振动、声振粗糙度（noise vibration harshness，NVH）测试分析，确定导致发动机本体振动大的原因；研究缸体模态提升和燃烧优化对降低发动机振动噪声的效果，并设计专项试验进行对比验证。发动机NVH性能测试和声学相机测试结果表明发动机本体振动大的原因为发动机结构较弱和燃烧激励较大。安装曲轴箱加强板后缸体模态提升显著，缸体一阶扭转模态频率提高了61.4%，一阶弯曲模态频率提高了5.7%，缸体裙部振动下降明显；在链轮室盖增加固定螺栓后，振动加速度导纳和由3.2 g/N降低到1.2 g/N，相同激励下部件产生振动噪声的风险显著降低；燃烧优化后，发动机特定转速点的整体（含附件）振动能量降低明显，但发动机动力性、经济性略有下降，需要综合评估燃烧优化对整机性能的影响。

关键词：结构共振；模态分析；燃烧优化；压力升高率

中图分类号：TK411文献标志码：A文章编号：1673-6397（2024）02-0040-08

引用格式：张宝平，李凯，郭宇，等. 某汽油机本体振动噪声分析及优化［J］.内燃机与动力装置，2024，41（2）：40-47.

ZHANG Baoping， LI Kai， GUO Yu， et al. Analysis and optimization on vibration and noise of a gasoline engine body［J］.Internal Combustion Engine & Powerplant， 2024，41（2）：40-47.

0 引言

噪声、振动、声振粗糙度（noise vibration harshness，NVH）直接影响汽车的舒适性、可靠性^[1]。消费者越来越重视汽车的NVH性能，因此在汽车开发过程中必须进行NVH分析验证。

缸体是发动机的结构基础和本体主要部件，发动机主要运动机构和系统部件都直接或间接与其连接。动力总成很多部件的固有频率在2 000 Hz以下，很容易被激励形成共振。发动机工作时，缸体和其他零部件也会产生复杂的振动或耦合共振，进而产生噪声^[2-3]。根据噪声产生机理，振动噪声可分为机械噪声、燃烧噪声和空气动力噪声3大类，不同的振动噪声可以采用不同的方式优化。在激振力不变的情况下，增大结构刚度可以提高结构的固有频率，使其达到结构衰减系数较大的频率区域，故通过模态优化增加发动机结构刚度可以大幅降低缸体共振辐射，从而控制缸体结构的共振噪声^[4-5]。内燃机动力来自于燃料燃烧，通过电子控制单元（electronic control unit，ECU）对燃烧过程及边界参数进行精确标定，在满足动力性、经济性和排放等性能指标的同时，优化燃烧也可降低整机的振动噪声。本文中为解决某汽油机本体振动大的问题，通过仿真分析和试验相结合的方式分析振动大的原因，提高发动机缸体及附件的模态和优化燃烧，并进行试验验证。

1 汽油机本体振动大的原因分析

1.1 故障现象及NVH性能要求

某直列4缸、16气门、增压、直喷汽油发动机在耐久可靠性试验中振动大，接连出现增压器螺栓断裂、漏气、测功机传动轴断裂等故障，不仅影响试验进度且存在较大的试验安全风险。该汽油机满足国六b排放标准，最高转速为5 500 r/min，最大转矩为400 N·m，最大转矩转速为2 000～4 000 r/min。整机NVH性能应满足：缸体振动加速度不大于20g（g为自由落体加速度），附件振动加速度不大于25g，大平面法向共振频率为1 200～1 600 Hz。

1.2 原因分析

進行0负荷加速和100%负荷加速试验，测试发动机NVH性能，结果如图1所示。由图1可知：缸体振动加速度随着转速、负荷的增大而增大；100%负荷工况，缸体振动加速度为21.5g，已超过不大于20g的设计指标要求。

与原型机结构对比，该汽油机因整车布置因素取消了曲轴箱加强板。根据发动机动力测试结果进行燃烧map计算，发现该汽油机燃烧噪声较大，整体线性度一般，经对比竞品机型，发现该机压力升高率相对较大。本文中汽油机与竞品机型压力升高率对比如图2所示。

应用声学相机测试，缸体振动频谱如图3所示。由图3可知：700～1 400 Hz共振带噪声通过曲轴前端向外辐射，为燃烧激励大导致的共振辐射噪声；1 400～2 500 Hz频带噪声主要通过上链轮室盖向外辐射，为上链轮室盖受燃烧激励导致的共振辐射噪声。

结合“源-传递路径-响应”模型综合分析^[6]，导致发动机本体振动大的原因为发动机结构刚度较弱和燃烧激励较大，需要制定试验方案进行专项分析和验证。

2 模态分析和燃烧优化机理

2.1 模态有限元分析

模态分析是根据结构的固有特性（包括频率、阻尼和振型等动力学属性）描述结构的过程。数学意义上，模态分析是指将线性定常系统振动微分方程组中的物理坐标变换为模态坐标，再对方程解耦的过程。模态分析最终目标是识别系统的模态参数，以进行振型特性分析、振动故障诊断和预报，为结构设计优化提供依据^[7-8]。

发动机工作时缸体是主要的受力部件，气体在燃烧室燃烧产生的气体压力通过活塞、连杆传递到缸壁和曲轴传递到缸体，因此发动机缸体必须应有足够的刚度和强度，才能保证正常运行。在缸体设计阶段，为保证成型后产品的NVH性能满足设计要求，必须进行模态有限元结构仿真分析。

该汽油发动机缸体的有限元模型如图4所示，单元类型为高阶四面体，材料属性如表1所示。

汽油机缸体模态仿真分析结果如表2所示。由表2可知：第1阶扭转模态频率为501 Hz；第2、3阶为局部模态，第4、5阶为主轴承盖模态，第2～5阶模态频率与图3所示问题频率相符。

2.2 燃烧优化

燃烧优化是指在发动机燃烧标定开发的基础上，改变燃烧边界参数以改变燃烧状态的标定开发过程。燃烧标定开发是通过ECU对电控发动机各相关燃烧过程及边界状态进行选型、确认及精确的标定控制，使发动机的动力性、经济性、排放和NVH等综合性能最优。

发动机工作时，高频的燃烧激励通过机体各部件传导，使不同固有频率的零件被激发而振动，进而辐射出强烈的燃烧噪声^[9]。影响燃烧噪声的主要因素有压力升高率和压力突变、燃烧室形状、电喷控制、压缩比、最大缸内压力等。研究表明燃烧噪声与压力升高率有直接关系，故在发动机设计阶段需要定义压力升高率的上限，通常汽油机最大压力升高率为0.4 MPa/（°）。压力升高率不随发动机转速增大而增大；在同一转速及负荷时，在不同点火提前角下，可以找到一个点，在保持发动机的输出功率不变的同时使压力升高率最低。相较于歧管喷射，缸内直喷汽油机的高喷油压力与高气缸压力特性导致最大压力升高率进一步增大，使得直喷发动机的声振问题更为突出^[10]。

3 振动对比验证

3.1 试验设计

制定NVH专项试验对结构强化和燃烧优化后的汽油机本体振动进行试验对比验证，具体测试工况如表3所示。

3.2 模态测试

3.2.1 试验布置

分别对缸体、链轮室盖2个部件及整机进行模态测试，验证零部件模态是否满足要求，同时对仿真模型进行校准，为后期结构优化提供方向和数据支持。参考缸体、链轮室盖、整机实际尺寸，选取1个模态试验激励点和若干响应点，依据激励点和响应点坐标建立几何模型。分别对2个部件自由状态和整机状态，参考已建立的几何模型，采用锤击法进行测试，试验布置如图5所示。

移动力锤对相关结构点进行激励，并在响应点布置振动传感器，获得激励点与响应点传递函数，计算被测物体受到激励产生的所有振动加速度导纳和A_SUM。

3.2.2 试验数据分析

增加曲轴箱加强板后，缸体一阶扭转模态频率由581 Hz增加至938 Hz，提高了61.4%；一阶弯曲模态频率由1 172 Hz增加至1 239 Hz，提高了5.7%。

在不干涉、破坏现有结构的情况下，在上链轮室盖与曲轴孔上方辐射噪声较大处，即图5d） 中红圈所示位置，安装固定螺栓，降低这2处的振动。对改造后的机体进行模态测试，结果如图6所示。

由图6可知：改造后，机体振动传递函数SUM值显著降低，在频率为800～1 400 Hz阶段，最大A_SUM由0.4 g/N降低到0.3 g/N；在频率为1 400～2 000 Hz阶段，最大A_SUM从3.2 g/N降低到1.2 g/N，在相同激励下产生振动噪声的风险显著降低；2 550 Hz之前的模态个数由9个降低至5个，模态密度显著降低。

3.3 缸体结构加强前、后台架测试对比

3.3.1 试验传感器布置

共布置5个传感器：振动传感器4个，分别布置在缸体裙部、第3缸主轴承座、空压机、第4缸上止点处；转速传感器1个，布置在发动机前端。传感器布置位置如图7所示。

3.3.2 发动机动力性能

对测试发动机进行性能验证，实测最大转矩、额定功率与设计指标偏差均在±5%以内，确认动力性能正常，可以进行NVH性能试验。

3.3.3 试验数据分析

100%负荷工况下，安装曲轴箱加强板前、后缸体3个方向振动曲线如图8所示，振动频谱图如图9所示。

由图8可知：缸体安装曲轴箱加强板后，100%负荷工况下，缸体3向整体振动均小于20g，缸体x向整体降幅明显，最大振动加速度下降3.08g。

由图9可知：缸体安装曲轴箱加强板后，缸体x向在频率为3 000～7 000 Hz、y向在频率为5 000～8 000 Hz、z向在频率为3 000～6 000 Hz时的中高频能量明显消减。

100%负荷下，安装曲轴箱加强板后，空压机3向振动曲线如图10所示。由图10可知：空压机x向振动未见明显变化；在转速为4 000～4 700 r/min，y向振动加速度下降1.5g；z向最大加速度振动下降3g，但仍大于25g。

综上，安装曲轴箱加强板后，缸体裙部振动明显下降，但对发动机附件的振动无明显改善效果。

3.4 燃烧优化台架测试对比

调整标定参数优化燃烧，调低特定中高转速点的压力升高率并在台架上进行稳态工况测试，以验证燃烧优化前后的整机振动水平。标定优化前、后压力升高率如表4所示。

燃烧优化前、后的发动机性能变化如表5所示。由表5可知：燃烧优化后，发动机特定转速下转矩下降9.4%～14.4%；燃油消耗率增加8.9%～10.6%。

燃烧优化前、后100%负荷工况下缸体3向振动曲线如图11所示。由图11可知：缸体3向振动加速度随转速增大而增大，在高转速区优化后缸体3向振动加速度降幅较大；燃烧优化后，缸体3向振动加速度均小于20g，x向振动加速度最大，为12.85g， y向振动加速度降幅最大，约为19.9%。

燃烧优化前、后100%负荷工况下缸体3向振动频谱如图12所示。由图12可知：燃烧优化后，缸体3向振动均有减弱，其中x向频率为6 000～8 000 Hz、z向频率为5 500～7 000 Hz时的高频能量明显消减。

燃烧优化后，100%负荷、各相关转速点的缸体其他监测点及附件振动变化情况如表6所示。由表6可知：燃燒优化后，主轴承座、上止点和空压机最大振动加速度均小于20g，表明燃烧优化后3向振动降幅明显。

综上，通过优化燃烧，降低压力升高率，可大幅降低缸体及附件振动，缸体中、高频振动能量明显降低，但降低压力升高率也使得发动机在特定转速点的动力性、经济性略有下降，应综合评估燃烧优化对整机性能的影响。

4 结论

1）通过对发动机进行NVH性能测试和声学相机测试，确定导致发动机本体振动大的原因为发动机结构较弱和燃烧激励较大。

2）安装曲轴箱加强板，使缸体的裙部结构得到加强，缸体模态提高显著，缸体一阶扭转模态提高了61.4%；一阶弯曲模态频率提高了5.7%；缸体裙部振动明显下降。

3）在链轮室盖增加固定螺栓后，振动传递函数A_SUM由3.2 g/N降低到1.2 g/N，模态密度显著降低，相同激励情况下部件产生振动噪声的风险显著降低。

4）燃烧优化后，发动机特定转速点的整体（含附件）振动能量降低明显，但发动机动力性、经济性略有下降，需要综合评估燃烧优化对整机性能的影响。

5）为进一步研究燃烧优化效果，建议开发适用于发动机全转速段的燃烧标定数据，验证发动机动力性等关键性能与NVH性能的相互关系及影响。

参考文献：

[1]谭祥军.从这里学NVH[M].北京：机械工业出版社，2018：165.

[2]庞剑，谌刚，何华．汽车噪声与振动：理论与应用[M].北京：北京理工大学出版社，2006.

[3]杨诚，李慎言，岳川元，等.某款压缩机啸叫引起车内异响的机理研究[J].声学技术，2019，38（5）：580-584.

[4]李凯.基于模态提升发动机NVH优化研究[J].汽车制造业，2023（5）：46-48.

[5]李民.内燃机结构声学特性及其优化设计方法研究[D].天津：天津大学，2010.

[6]章家续，唐秀，王国刚.某高效汽油机正时盖板声学性能优化[J].汽车实用技术，2023，48（18）：67-71.

[7]杨诚，李慎言，岳川元，等.某款压缩机啸叫引起车内异响的机理研究[J].声学技术，2019，38（5）：580-584.

[8]吴淼杰.汽车排气系统动力学性能分析[D].天津：河北工业大学，2022.

[9]王朝军，姜波，饶利东.汽油机气缸压力升高率与燃烧噪声的关系研究[C]//中国汽车工程学会.2009中国汽车工程学会年会论文集.北京：机械工业出版社，2009.

[10]何悦波，崔国旭，刘海，等.最大压力升高率对TGDI汽油机声品质的影响[J].内燃机学报，2021，39（6）：546-553.

Analysis and optimization on vibration and noise of

a gasoline engine body

ZHANG Baoping，LI Kai， GUO Yu，WANG Zhuo， LU Jianhua，LIU Longjun

Anhui Jianghuai Automobile Group Co.， Ltd.， Hefei 230601， China

Abstract：To solve the problem of large vibration of a gasoline engine， noise vibration harshness（NVH） tests are conducted to analyze and determine the causes of large vibration of the engine body. The effects of cylinder modal improvement and combustion optimization on reducing engine vibration noise are studied， and special tests are designed for comparative verification. The results of engine NVH performance testing and acoustic camera testing indicate that the reason for the high vibration of the engine body is due to the weak engine structure and high combustion excitation. After installing the crankcase reinforcement plate， the modal of the cylinder body significantly improved， with a 61.4% increase in the first-order torsional frequency modal and a 5.7% increase in the first-order bending frequency modal. The vibration of the cylinder body skirt decreased significantly. After adding fixing bolts to the sprocket chamber cover， the sum of vibration acceleration admittance decreases from 3.2 g/N to 1.2 g/N， and the risk of component vibration noise under the same excitation conditions is significantly reduced. After combustion optimization， the overall （including accessories） vibration energy of the engine at a specific speed point decreases significantly， but the power and economy of the engine slightly decrease. It is necessary to comprehensively evaluate the impact of combustion optimization on the overall performance of the engine.

Keywords：structural resonance； modal analysis；combustion optimization； pressure rise rate

（責任编辑：臧发业）