增压直喷1.5L 汽油机动力总成NVH 性能提升

吕老师

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[摘要]：本文以1.5L 四缸增压直喷汽油机NVH 改善为主，对该款发动机所做的NVH 提升工作进行了描述，重点强调了曲轴，凸轮轴振动的改善。这也是决定整车舒适性的关键结构。对声品质提升后的发动机搭载整车后的噪声表现进行了主管评价，整体效果与标杆车接近。。

关键词：CVVL 结构,曲轴振动,油压脉动,表面辐射

0 前言

汽车工业技术的进步，社会的发展要求发动机轻量化，低摩擦，低油耗，动力性好，经济性好，并符合日益严格排放法规。因此降低发动机重量和摩擦是首选措施，在发动机重量上，不仅缸体结构在不断的设计优化，曲轴也在减重考虑之列。减小直径，增加行程对降摩擦、降油耗方面都有明显效果，但是这些措施势必降低了曲轴的刚度，有资料显示，曲轴刚度每增加100N/μm，发动机声功率降低约1dB,曲轴刚度与声功率对应关系，如图1 所示。

图1 曲轴刚度与声功率的关系

为此我公司突破各种传统利用新技术，开发一款国六排放标准的1.5L 缸内直喷增压，自主研发制造连续可变气门升程的发动机，本文描述了该机型开发过程中的声品质提升工作，对设计阶段结构仿真工作过程不作繁琐描述，重点介绍设计验证阶段，借助LMS 测试和仿真系统，提升声品质的方案，主要内容包括：

1） 降低曲轴前端振动；

2） 曲轴后端振动与动力总成的关系；

3） 改善凸轮轴振动；

4） 辅机系统噪声分析；

5） 高压燃油系统噪声改善；

6） 降低结构表面辐射噪声；

通过以上各方案的实施，最终发动机噪声满足设计标准，主观评价改善明显。

1 发动机参数及性能

基于1.3L 增压直喷机器平台开发了1.5L发动机， 增加CVVL 配气，提高了发动机动力性能，发动机升扭矩达到了186.7N/L。在转速1400~3000rpm 达到最大扭矩280Nm。在曲轴主轴颈不变的基础上，将曲柄半径由37mm增加到41.3mm，因此曲轴的重叠度由5mm 降低为1.7mm。

发动机增加了可连续调节气门升程的CVVL 机构，结构如下图所示2。与传统配气机构相比，增加了中间摆臂机构，因此往复惯性力有所增加，振动增大，需要降低配气机构NVH 并重新评价。

由于该款发动机搭载7DCT450 变速器，采用双质量飞轮，而非挠性飞轮的AT 变速器。因此对曲轴后端的振动进行了测试分析，并从动力总成角度采取措施，降低了曲轴后端振动引起的车内噪声问题。

为了满足国六排放标准，燃油系统采用的是350bar 的高压系统，轨压与燃油系统的噪声响度几乎是成正比的关系，因此采用高压系统后，喷油器，高压油泵噪声不可忽视，尤其是怠速。

表面辐射噪声一直是NVH 的主要工作内容。考虑成本和质量，设计阶段对正时罩盖，缸盖罩等进行了大量结构优化，经过设计验证和整车批产阶段的测试分析，主观评价效果较好。

2 发动机总成NVH测试与分析

2.1 降低凸轮轴振动

该款机器由于增加了CVVL 系统，气门机构的往复惯性力有所增加，为了维持凸轮轴运转的稳定性，首先在缸盖试验台上通过测应变的方法对摆臂进行了测试，发现在回落段摆臂应变出现了明显的波动，同时缸盖上出现了与配气系统模态相对应的振动峰值， 伴随1000~3000Hz 的敲击异响结果如下图3 所示：

为了消除异响和摆臂应变波动现象，通过原理分析，设计了气门弹簧刚度和液压挺住刚度匹配的DOE 实验。通过降低弹簧刚度，提高液压挺住刚度，异响消失，振动幅值降低0.2gRMS，噪声降低1.2dB，测试结果如图4，5 所示，红色为改善前，绿色为改善后。改善后，乘客评价异响消失

2.2 降低曲轴振动

曲轴的刚度是决定加速过程growl noise的关键因素，问题频段多为200~800Hz。轻量化和油耗的需求使得曲轴直径呈减小趋势，因此growl noise 是目前各主机厂面临的挑战。

本文曲轴及发动机性能参数如下表1 所示：在整车PT 阶段，加速时出现了明显的growlnoise，但曲轴进行大的改动已不可能，为此快速找到问题的根源，需要在整车上进行传动系统扭转和振动测试，但是难点就在于测点无法布置，为此设计了安装光电转速传感器的专用支架和曲轴前端振动测试连接盘。测试方案如图6 所示。

采集车内噪声和曲轴振动，3 档wot 工况测试结果如下图7 所示：

图中从上到下依次为曲轴扭转振动（8 阶，10 阶）车内噪声（8 阶，10 阶），曲轴前端轴向振动（9 阶，11 阶，13 阶），曲轴前端纵向振动（9 阶，11 阶，13 阶）。测试表明加速过程曲轴发生一阶扭转振动，振动频率为355Hz，在4 阶、6 阶、8 阶、10 阶的峰值与车内噪声峰值相对应，但是扭振并不是问题的唯一根源，曲轴前端9 阶、11 阶、13 阶测试结果表明，曲轴扭转振动激励起n±1 纵向振动，以轴向振动为主。至此车内为什么会出现明显的growl noise 已不难理解。为了降低该噪声的幅值，进行了曲轴系统模态计算和频响计算，在366Hz 曲轴模态如下图8 所示，振型为皮带轮轮毂的弯曲与1 缸曲拐张开。

为了抑制轴向振动幅值，对曲轴轮毂中心位置进行提高刚度设计，截面为中间厚边缘薄的梯形，同时曲柄销直径增加大到41mm，如下图9 所示。

对改进前后的结果进行了单位力响应计算，并对样件进行噪声测试，计算结果在200~800Hz 响应幅值降低了40% ， 加速时2000rpm 以下车内噪声在300~500Hz 降低了2dB(A).主观评价growl noise 改善明显。如下图10 所示。

2.3 降低曲轴后端振动

如前面所述，该款发动机搭载的7DCT450变速器，采用双质量飞轮。轻量化的结果导致动力总成的模态由原型机的一阶265Hz 降低到了237Hz，如图11 所示。搭载8AT 变速器挠性飞轮没有问题，搭载7DCT 双质量飞轮后，飞轮的摆动模态与动力总成一阶弯曲耦合，造成车内230Hz 共振噪声不可接受。如果大幅度提升动力总成模态已不可能，考虑成本和周期，对发动机和变速器结合面螺栓重新布置和优化，同时降低双质量飞轮初级质量中间位置的刚度，如下图12 所示，最终车内230Hz 共振问题可接受。如下图13 所示。

2.4 降低高压燃油系统噪声

为了满足国六排放标准，该发动机采用最高350bar 燃油系统，相比于国五排放的燃油系统，噪声不仅仅是喷油器的ticking noise，轨压增加后造成的轨压脉动激励已不能忽视，为了测试轨压脉动激励频率， 对轨压50bar~350bar 进行了扫频测试，测试结果表明，轨压脉动激励频率以1800Hz 为主，如下图14所示：

轨压脉动频率与油轨1800Hz 轴向摆动模态耦合，导致1800 音调突出，主观不可接受。为了提升整机的声品质，对燃油系统进行了一系列优化，包括采用悬掉式喷油器，采用降噪高压油泵，优化油轨安装模态以避开1800Hz激励。最终燃油系统1000Hz 高频噪声降低7dB(A),1800Hz 音调降低到主观可接受。车内怠速粗糙度降低20%。主要变化点和测试结果如下图14，图15 所示：

为了降低轨压脉动激励，过程中对油轨与喷油器连接位置油孔大小也进行了各种优化，但效果不理想，最终采用了从油轨安装模态上避开脉动激励的方法。

2.5 降低表面辐射噪声

降低结构表面辐射噪声一直是NVH 工作者首先考虑的方案，本文也不例外。为了降低表面辐射噪声，在设计阶段进行了大量的优化工作，包括正时罩盖、缸盖罩、油底壳、排气隔热罩等结构优化。具体细节不在文中细述，主要表达的观点是对于大平面的罩盖结构，在模态振幅较大的位置通过增加螺栓约束效果最好，对于曲轴孔边缘的结构模态也不能忽视。同时在设计之初，结构一定要划分成若干小面积区域，采用大的辊压肋连接。

3 结论

动力总成振动噪声对整车舒适性起着至关重要的作用，但是油耗和排放又在制约着动力总成声品质提升。

1.曲轴，动力总成等结构在轻量化的同时又要满足NVH 需求，客服了设计难度增加，进行了精细化设计，实现了未来技术进步。

2.降低曲轴前端振动，梳理了曲轴后端振动与动力总成的关系。改善凸轮轴振动和高压燃油系统噪声。降低了辅机系统噪声分析，降低结构表面辐射噪声

3.对结构设计原理进行了深入了解，进行了创新挑战。我司未来动力总成NVH 控制水平进步，使整车舒适性越来越好。

作者：杨景玲 郭凯彪 陈万军 高锋军 梁月云

作者单位：长城汽车股份有限公司，蜂巢易创科技有限公司 保定071000

来源：2020 年第十七届汽车NVH 控制技术国际研讨会

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来源：汽车NVH云讲堂