正时传动系统是发动机配气机构的重要组成部分，起着准确地实现定时开启和关闭相应的进、排气门。由于正时皮带噪声小、传动精确及轻量化的特点，被广泛运用于发动机正时传动系统。但正时皮带与齿轮啮合所产生的噪声依然是配气机构的主要噪声源。本文通过对某发动机正时带传动系统优化以提升其NVH性能。

某发动机正时带传动系统噪声特征
       某2.0NA发动机在发动机半消声室进行NVH测试时，在怠速工况时发动机前方存在明显的周期性的“咕噜咕噜”噪声，声品质较差，此发动机怠速转速为800 r/min。
       在发动机前方1 m声压级曲线（见图1）以及在colourmap（见图2）中可以看出，在频率为320～360 Hz左右存在明显的噪声峰值。

图1 声压级曲线

图2 噪声colourmap

某正时带传动系统噪声优化
 1. 正时带传动系统特点
该正时带传动系统曲轴正时带轮齿数为24，并且采用机械自动张紧轮，同时该轮系还用于驱动机油泵，该正时带传动系统置见图3。
2. 正时带传动系统噪声分析
由于改正时带轮齿数为24，根据带轮啮合噪声频率，该正时带传动系统在怠速工况下啮合频率为320 Hz，与上述声压级曲线和colourmap中的噪声频率吻合。正时皮带与带轮啮合会产生周期性冲击，啮合频率如下：

式中N为正时带轮的齿数，n是发动机转速/（r/min）。
当正时皮带的固有频率与啮合频率相同或者接近时，两者产生共振，使正时带传动系统动态性能恶化，产生强烈的噪声。正时皮带的固有频率计算公式如下：

       其中：F为皮带张紧力/N，l为皮带跨距/m，m为单位皮带重量/（kg/m）。
       根据各轮系位置坐标及各段皮带跨距，计算得出各段皮带的振动频率（见表）。

   根据计算结果，在机油泵带轮与惰轮之间皮带的固有振动频率为321~380 Hz，同时在张紧轮与曲轴正时带轮之间存在279~342 Hz的固有振动频率，这两处皮带固有频率与该正时带传动系统的啮合频率接近，容易引起共振导致噪声，故对这两处进行重点优化。
3. 正时带传动系统优化
        根据上述正时带传动系统噪声的原因分析，需要避免机油泵带轮与惰轮、张紧轮与曲轴正时带轮之间皮带固有频率与啮合频率产生共振。由于啮合频率一定，因此只能改变两段皮带股的固有频率，考虑到工程上优化的方便性及可行性，重点通过以下两方面改变固有频率：
       （1）正时皮带张紧力（张紧轮名义张力）
当前该正时带传动系统采用自动机械张紧轮，安装后名义张力为400 N。根据相关经验，对于汽油机的正时带传动系统，400 N的名义张紧力相对过大，在保证该正时带传动系统性能满足要求不发生跳齿风险的情况下，将张紧轮的名义张紧力降低，通过对该系统进行匹配，最后确定张紧力降低到330 N。
       （2）轮系间正时皮带跨距
        通过优化惰轮的安装位置来改变该段皮带的跨距，优化后该正时带传动系统如图4所示。通过降低张紧轮名义张力并优化轮系安装位置。
        通过优化后各皮带段的固有频率和啮合频率不发生共振，可以有效降低噪声。

优化前后噪声对比
      对优化前后该正时传动系统在NVH台架上进行噪声测试，通过进行主观评价，优化后噪声消失，同时声品质较优。同时使用麦克风测试，在优化后声压级曲线（见图5）和colourmap（见图6）中看出原来的共振消失。

结论
      本文通过降低正时皮带的张紧力，同时优化相关轮系的安装位置改变皮带跨距，可以有效解决由于正时皮带共振引起的“咕噜咕噜”噪声，提升正时传动系统的NVH性能。