某发动机NVH测试及关键部件降噪研究

李凯范习民 AI汽车制造业 2024-04-08

本文针对一款发动机的噪声问题进行了噪声源分析，采用主观评价及客观数据分析的方法分析了导致发动机噪声大的原因。采用仿真与试验相结合的方法分别对排气隔热罩共振辐射噪声、发电机通风噪声以及机油泵噪声进行了优化。通过多维度的噪声优化，发动机的声品质显著提升。

0 前言

随着人们对汽车舒适性需求的不断提高，对汽车声品质的要求也越来越高，汽车的噪声振动性能受到了越来越多的关注。不管是一辆传统动力的燃油车还是混合动力汽车，发动机仍然是一辆汽车的核心，且发动机振动噪声性能的好坏直接影响到整车的声品质，所以如何降低发动机的振动噪声对整车降噪意义重大。

发动机振动噪声优化，需要对其噪声振动产生的机理进行研究，所以如何更好地了解发动机的振动噪声以及如何降低发动机的振动噪声已成为各 NVH 工作者亟待解决的问题。

1 发动机噪声机理分析

发动机噪声，一般包括燃烧噪声、机械噪声和空气动力噪声。燃烧噪声和机械噪声一般通过发动机外表面的振动形式向外辐射，空气动力噪声在进气和排气过程中产生，通过进、排气口或者管道壁向外辐射。针对发动机的噪声优化，首先需要对发动机不同类型的噪声进行分解量化，再综合考虑降噪量、优化成本等针对性地进行优化。

1.1 燃烧噪声及优化

发动机燃烧时缸内压力急剧上升，通过一系列运动件传递到缸体缸盖，这个过程会引发机体表面的振动，从而辐射出噪声。燃烧噪声的直接影响因素和缸内的最高爆发压力以及压力持续时间有关，同时还与燃烧相关的其他参数相关，如燃烧的滞燃期、转速和负荷等。

对于降低发动机燃烧噪声，从根源上解决，就是降低气缸压力中高频的成分，即降低发动机的压力变化率；也可以从传递路径上解决，如提高机体的结构衰减，为此可采用提高发动机的结构刚度的方法或者采用隔振较好的材料。同时可对燃烧室的结构及气道形状进行优化、优化燃烧参数、采用更加合理的电子控制策略以及改善油品等也可以不同程度地降低燃烧噪声。

1.2 机械噪声及优化

在发动机往复运动惯性力的作用下，运动部件产生振动冲击或者撞击而激发的机械噪声，主要包括敲击噪声、齿轮链噪声、气门噪声和附件系统噪声等。当激振频率与某些零部件的固有频率相同时，会引起强烈的共振噪声。机械噪声一般会随转速的提高逐渐增加。

工程中最常见的机械噪声控制有活塞敲击噪声优化，如采取合适的活塞销孔偏置，增加缸套的刚度，改善润滑；齿轮噪声优化，如提高齿轮加工精度，减小齿轮啮合间隙，优化齿轮设计；配气机构噪声优化，如改善润滑，减小间隙，优化凸轮轴的型线；共振噪声优化，如提高结构模态和加筋等。

1.3 空气动力噪声及优化

空气动力噪声是发动机主要噪声源之一 ^[1]。发动机最为典型的空气动力噪声有进气噪声和排气噪声，根据四冲程发动机工作原理可知，发动机的进气和排气是周期性的，所以必然会产生周期性脉冲噪声。同时高温高速气流在通过管道时也会产生气体与气体、气体与管道之间的摩擦噪声。

对发动机进排气噪声的优化有两个方向。一个是从源头上降低，另一个是被动解决。源头上一般会采用标定优化的方式，比如让发动机燃烧更加平稳，对于突变工况进行平滑处理等。被动降低气动噪声首先是提高管道的隔声能力，其次是设计相应的消声器来降低特定频率的噪声。

2 发动机 NVH 试验

通过发动机噪声主观评价及测试分析，评估发动机的噪声水平是否达到项目开发初期制定的噪声指标。发动机噪声测试是在消声室环境下进行的，同时屏蔽非发动机的噪声。测试工况包括稳态工况、瞬态工况和倒拖工况等。传声器布置采用消声室简易测量法，如图 1 所示。

图1 发动机传感器布置示意图

2.1 试验数据分析

2.1.1 主观评价

采用 10 分制主观评价体系对发动机在消声室环境下的 NVH 表现进行主观打分，主观评价为 5.996 分，不满足≥ 7 分的要求。主观评价描述：发动机怠速声音嘈杂，不够纯净，存在清脆的“哒哒哒”的喷油器声音，转速较高时有刺耳的高频声音。

2.1.2 客观数据分析

发动机怠速噪声 61.15 dB(A)，满足前期设定的小于 62 dB(A) 的要求。但是，在 100% 负荷加速平均噪声在大部分转速点没有满足发动机开发初期设定的指标要求。整个加速区间发动机噪声曲线有多处凸起，线性度一般，且在中高转速 (3000 r/min 以上 ) 处于数据库的中等偏上水平，如图 2 所示。综合以上分析，此发动机怠速噪声虽然满足指标要求，但是主观评价声品质较差，加速工况噪声均没有达到前期制定的指标要求，在数据库中也没有优势，需要进行 NVH 优化。

图2 发动机加速噪声曲线

2.2 噪声源分析

图 3 为加速工况发动机的 4 个方向噪声，转速3000 r/min 以下，排气侧噪声最大，同时排气侧存在多处凸起噪声，转速 4000 r/min 以上，进气侧噪声最大，上方噪声最小，重点对排气侧、进气侧和前方噪声进行分析。

图3 发动机加速噪声曲线

图 4 为排气侧存在 558 Hz 共振噪声。图 5 为声学相机显示共振噪声从排气隔热罩发出，判断为排气隔热罩共振产生。

图4 排气侧噪声彩图

图5 排气侧 558 Hz 共振带噪声

图 6 是进气侧彩图，进气侧主要以 18 阶、31.58阶、44.92 阶及 94.57 阶等阶次噪声为主，根据旋转件阶次计算，主要为机油泵噪声和发电机爪级噪声和发电机风扇噪声。发动机前方噪声与进气侧类似。

图6 进气侧噪声彩图

综上，通过声压级分析、频谱分析以及声学相机分析，得出引起排气侧噪声大的主因为排气隔热罩共振辐射噪声突出，引起发动机进气侧及前方噪声大的主要原因为机油泵噪声、发电机噪声突出，接下来将重点对以上零部件进行分析优化。

3 发动机噪声优化

3.1 排气隔热罩噪声优化

此发动机排气隔热罩为单层镀铝钢板。对排气隔热罩进行优化，首先建立排气系统仿真模型，计算排气系统模态，分析结果显示排气隔热罩在 400 ～ 700 Hz 频率区间存在 6 个模态振型，排气歧管的 1 阶模态为 560 Hz，与排气隔热罩模态接近，极易产生耦合共振噪声。

首先，对排气隔热罩进行了拓扑优化。其次，为了验证优化效果，依次进行了两个方案的验证：一是在拓扑优化的基础上在大平面的位置增加了 2 个约束点；二是在方案一的基础上大平面的约束点增加到 4 个，如图 7 所示。优化后排气隔热在 400 ～ 700 Hz 区间只有一个 665 Hz 模态。将优化方案一和优化方案二依次进行台架测试，如图 8 所示，方案一降噪效果一般，方案二在整个转速区间较优化前排气侧噪声平均降低2 dB(A)，线性度也提升明显。根据测试结果，将方案二作为排气隔热罩的最终优化方案。

图7 排气隔热罩优化示意图

图8 排气隔热罩优化前后噪声曲线

3.2 发电机噪声优化

车用发电机是个复杂的总成结构，几乎每个结构都有可能产生噪声^[2]。根据发电机噪声产生形式，将发电机噪声分为机械噪声、电磁噪声及通风噪声 ^[3]。

发电机机械噪声：发电机结构复杂，在其旋转运转过程中各个零部件相互接触、摩擦进而产生噪声，机械噪声主要和发电机的机械部件的装配工艺和配合精度有关，如轴承的精度及磨损情况、转子的动不平衡和电刷的摩擦等。

发电机电磁噪声：发电机工作过程中会在内部产生电磁场，由于磁密度的不均匀分布，会产生谐波磁场，进而产生谐波电磁力。当电磁波的频率与定子或者转子的固有频率接近时，发电机就会产生共振，也叫电磁振动噪声^[4]。当电磁波的频率与定子的固有频率接近时，产生电磁噪声 ^[5]。研究表明电磁噪声与线槽数密切相关，呈现为阶次噪声，随着发电机线槽数的增加，电磁噪声呈减小趋势 ^[6]。

发电机通风噪声：发动机在工作过程中会发热，为了给发电机降温，使其在正常的温度下工作，发电机需要安装散热风扇。风扇在运转过程中扰动空气会产生压力脉动，进而产生噪声。而发电机的转子在运转过程中也会切割空气产生噪声。这两种噪声与扰动空气的强度有关，转速越高空气动力噪声越大 ^[7]。通风噪声具有周期性，其基频为转子、风扇叶片每秒钟切割空气的次数，频率和极对数、风扇叶片数成正比关系。

由试验可知，此发动机的发电机转子噪声和风扇噪声在中高转速较为突出。通过对发电机爪极、风扇的结构进行分析发现，发电机转子为对称结构，且迎风面较为粗糙，风扇圆周方向是均匀分布的，为典型的通风噪声问题。此次优化方向是将转子改为非对称结构，在迎风面增加了倒圆角的设计，风扇叶片形状由原来周向规则排布改为周向不规则分布，目的都是降低爪极、风扇在高速旋转时扰动空气的强度，从而降低噪声。

在发电机单体台架对优化后的发电机进行验收测试，如图 9 所示。采用优化后的发电机，平均噪声下降 1 ～ 2dB(A)，阶次噪声降低显著。

图9 优化前后发电机噪声曲线

3.3 机油泵噪声优化

机油泵是发动机润滑系统的核心，此发动机采用的是行业常用的内转子泵。机油泵在运转过程中由于部件的碰撞摩擦、泵腔的压力变化等往往会产生噪声问题。

机油泵的转子端面与两侧的盖板有一定的间隙，转子与转子之间也会有一定的间隙，在运转过程中会产生不同程度的撞击，会产生撞击噪声问题。

同时机油泵存在低压区和高压区，压力差较大，容易产生流体噪声问题 ^[8]，机油泵还会产生其他噪声问题。在常见的转子机油泵噪声问题分类中，啮合噪声、驱动噪声和脉动噪声均呈现阶次特性，啮合基频与内转子的齿数成正比关系。

通过发动机摸底测试分析可知，此发动机的机油泵阶次噪声较为突出。通过 CFD 仿真分析发现，吸油区压力波动较大，最大达到 0.15 bar（1 bar=0.1MPa），而无噪声问题的机油泵吸油区压力波动不到 0.05 bar。机油泵压力波动大是导致噪声大的主因。

本次主要从两个方面对机油泵噪声进行优化：一是增大机油泵吸油区的深度，从原来的 0.5 mm 增大到1.5 mm，从而增大吸油区体积；二是在满足机油泵流量特性的基础上适当增加端隙，泵腔体的深度由原来的 10.20 mm 增加到 10.25 mm，增加深度后机油泵端面间隙值满足 0.01 ～ 0.09 mm 设计要求。

优化后的机油泵再次进行 CFD 仿真分析，分析结果如图 10 所示，吸油区压力波动值在 0.5 bar 左右，压力波动降低明显，和无异响（竞品）机油泵压力波动值基本相当。

图10 优化前后机油泵吸油区压力波动曲线

机油泵优化后，将最新状态新机油泵在发动机台架进行了验收测试。主观评价发动机怠速声品质有明显提升。如图 11 所示，机油泵优化后发动机噪声降低约 0 ～ 1.5 dB(A)，优化效果明显。

图11 优化前后机油泵噪声曲线

3.4 声学包开发

为了使发动机的 NVH 水平达到最佳，此次针对发动机开发了声学包。

发动机上方及进气侧方向能清晰地听到喷油系统的噪声，同时发动机前方正时盖板为大平面。结合主客观分析结果，在发动机上方、正时盖板、油轨、减振带轮、进气侧缸体以及进气歧管卷筒内开发了相对应的隔声罩，如图 12 所示。

图12 声学包

如表所示，对所有隔声罩的降噪效果进行统计，降噪效果从好到差依次为：上方隔声罩、进气歧管隔声罩、盖板隔声罩、油轨隔声罩和进气侧缸体隔声罩。减振带轮隔声罩由于产生了共振噪声，对发动机噪声有增大作用，取消此声学包。

4 优化验收

将所有优化方案应用到发动机上，在台架上进行最终的验收测试，如图 13 所示，主观评价最终得分为 7.4分，满足大于 7 分的较好的要求。如图 14 所示，怠速噪声 58.80 dB(A)，较优化前下降了 2.35 dB(A)，达到了同类机型领先的水平；全负荷加速工况全转速段噪声平均下降 0 ～ 2.27 dB(A)，噪声在数据库处于较好水平。综上，此发动机噪声优化目标达成。