长城GW4D20柴油机怠速噪声改进.docx

长城 GW4D20 柴油机怠速噪声改进作者：杨景玲王振方孔德芳前言长城GW4D20高压共轨柴油机,排量2.0L,标定（最大）功率110kW,最大扭矩310N.m, 最大喷射压力1800barGW4D20发动机主要搭载轿车和SUV,自2008年开发开始，凭 借其优越的性能指标,很快确立了它的市场主角地位为了进一步提高产品竞争力,在样 机阶段对该产品的NVH性能进行了改进为了保证NVH效果，在改进之初，与标杆车进 行了噪声对比,并参照国外同类型产品制定了切实可行的改进目标,根据试验结果及发动 机噪声产生原理,从以下 5 个方面进行了改进：1 ）活塞敲击噪声优化；2） 配气机构噪声优化；3） 结构辐射噪声优化；4） 开发油轨吸声罩；5） 优化正时罩材料；改进后在台架和整车上进行了验证,效果较好,达到了标杆车水平及改进目标1 标杆对比及目标设定1.1 整车状态下标杆对比GW4D20 样机装车后,在公司驾评过程中,一致反应发动机噪声大,尤其是怠速时,存在 明显的“嗒嗒”声,加速时车内噪声无明显区别为此在整车上与标杆机进行了怠速和加速过 程噪声对比,试验在整车消声室内进行,在整车上发动机前方、左侧、右侧、上方四个位 置分别测量发动机噪声,测试结果如图1 和图2所示。

冋正嘟髓备测右侧GW4D20 发动机与标杆发动机声压级对比图 2 整车上怠速时顶面噪声频谱测试数据表明，怠速时GW4D20发动机比标杆车噪声大3dB(A)，主要是1200〜7500Hz 频率段噪声明显比标杆车大1.2 台架上发动机噪声测试及改进目标设定 为了降低该机怠速噪声，首先在台架上按照SAE J1074标准进行了怠速、满载每隔500rpm稳态 1 米声压级测试，测试结果如图 3 所示註1叫黠靜和咖图3 GW4D20 台架上各工况平均1米声压级与国外同类型发动机台架噪声测试结果对比，该机怠速及加速工况都存在噪声偏大的现象，考虑批产期限及成本的可行性，首先制定了噪声改善目标，如图 4 所示10 9 8 1〔養番flJg速 1000 1500 2000 3000 4000转團rpm]图4 GW4D20 发动机1米声压级改善目标可见，要达到改善目标，任务艰巨为此我们在台架上进行了一系列诊断工作2 测试过程及方案确定2.1 怠速时“嗒嗒”声测试及改善由于该机装车后，怠速时发动机“嗒嗒”声非常明显，严重影响声音品质所以针对产生类似 噪声的结构进行了排查，主要包括活塞敲击噪声和配气机构噪声2.1.1 活塞敲击噪声改善众所周知，活塞对气缸壁的敲击发生在上止点和下止点附近，在压缩上止点附近的敲击最 为严重，其敲击强度主要取决于气缸内的最大爆发压力和活塞与缸壁之间的间隙。

为了研 究活塞敲击噪声对整机噪声影响，首先在台架上通过角度域测试，对怠速时活塞上止点振 动信号，燃烧压力信号及 1 米声压级信号进行了对比分析，如图5 所示intake (■Clll)360.00冒 £212.IM0.图 5 活塞敲击噪声分析图6数据表明，在一个循环内，211deg曲轴相位角时噪声最大，活塞在200deg曲轴相位 角时振动加速度最大，怠速工况下，声音传播1m的距离对应的曲轴转角为11.2deg，因此 可以推断活塞敲击噪声在整机噪声中占有很大比重，为了降低活塞敲击噪声，对该机活塞 裙部形状及偏心距进行了调整并装机验证，验证结果如图 6 所示□ F 狀堀-intake 750.09 rpu■卩 新决搐一 A-Intake:S 75-2-.. 15 rpci嘿艺一二匚nvg 迫 _一 eI °' JBO. ODA-riitaka:S (CH.)□ F 原舷一 2沅上I僞十Y 750. €9 TtJm图 6 更换活塞前后活塞敲击噪声对比图6 数据表明，活塞裙部尺寸修改后，噪声明显减小为了验证活塞敲击噪声对整机“嗒嗒” 声的贡献，利用时频分析方法对活塞优化前后数据进行了对比分析，分析结果如图7 所示。

图 7 活塞优化前后噪声时频分析对比图8数据表明，活塞裙部尺寸优化后，1600Hz附近有节奏的“嗒嗒”声明显减小同时发动 机四面平均 1 米声压级降低了1 .7dB（A）嫌色：层机怂・哇色：后on4eDoLn.窖甘-eHn-MH40.mp图 8 凸轮轴型线优化前后发动机顶面噪声对比2.1.2 凸轮轴型线优化 配气机构包括凸轮轴、挺柱、气门等零部件，这些零部件彼此相互高速运动会造成严重的 摩擦和敲击噪声并且配气机构大部分零部件刚度相对较差，因而易激发振动和噪声气 门上下敲击，由于弹簧产生的气门撞击噪声、凸轮和挺柱之间的摩擦噪声等都是配气机构 的主要噪声源解决这些噪声问题，首先要选用优良的凸轮型线，这样可以保证平滑的加 速曲线和良好的配气机构动态特性，使凸轮对挺柱的冲击比较平稳，从而降低配气机构噪 声在配气机构噪声中，气门落座噪声是影响整机声品质的一个重要方面，尤其是怠速时 能明显听到有节奏的类似“嗒嗒”的声音，为了改善怠速声品质，对凸轮轴型线进行了优化， 主要是改变缓冲段长度，降低气门落座速度（由原来的0.024mm/deg降为0.016mm/deg）, 同时提高正时齿轮加工精度，减小正时齿轮啮合间隙。

凸轮型线优化后发动机顶面噪声总 声压级无明显变化，但在500〜2000Hz频段有明显改善，而且时频分析结果也表明，在 500〜2000Hz附近，这种有节奏的敲击声也有明显变化，装机进行主观评价，能明显感觉 出声品质变好，如图 8、9 所示图 9 凸轮轴型线优化前后时频分析对比2.2 发动机结构辐射噪声改善发动机工作过程中，在各种机械激励和燃烧激励的作用下，发动机及其各部件必然发生表 面振动，并引起其相邻的空气质点振动，导致噪声辐射的产生，为了降低结构辐射噪声， 在整车上和台架上分别进行了声源识别2.2.1 整车上发动机声源识别在整车怠速情况下，在消声室内利用声学成像系统进行了怠速声源识别，测试时发现在机 舱盖关闭时噪声源主要在地面上，初步判断噪声可能是油底壳辐射造成，后在整车下方确 定声源位置时，声源恰好落在油底壳上，因此断定油底壳是该机的一个主要噪声源如图 10 所示该机油底壳是由上下两部分组成的，均为大的平板结构，为了降低整机噪声，对 上下油底壳分别进行了模态分析，根据模态分析结构，针对大平面上局部变形较大的模态 分别进行了拓扑优化和形貌优化2.2.2 台架上发动机噪声源识别怠速时在发动机台架上利用声强法分别对发动机进气、排气、上部、正时面分别进行了声 源识别，测试结果表明，对整机辐射噪声贡献较大的除油底壳外，进气歧管表面辐射噪声 也非常明显，并对声源辐射部位利用声振结合方法进行了验证，验证结果表明，进气歧管 最大辐射噪声频率为3150Hz,测试结果如图11〜13所示。

图 11 进气歧管 3150Hz 声源位置测试结果图 12 振动加速度测点位置1.006BAutQpDirer 进气妓管：£ (A} 756. 15 xpii■J- U«JI~I *± J,'J ■!. I *±Dpn4fTITWasI^URJ . WRJ酗 血 砂山06进吒虞它主(ais)图 13 进气歧管振动测试结果2.2.3 结构模态分析及优化结构优化的边界条件是提高并减少大平面结构局部变形模态，针对结构辐射的声源频率进行优化，并尽量保证结构轻量化a)上油底壳结构优化 上油底壳主要针对图14 所示三个局部变形较大的频率和模态进行优化图 14 上油底壳局部变形较大的模态上油底壳结构优化前后前 15 阶模态频率分布如图17 所示4000优化前300C^1000101115131415RH■敎图1了」.油底壳忧化前荷掠态分布对比(b)下油底壳结构优化下油底壳为钢板冲压结构，模态振型主要集中在两个侧壁上选取侧壁上比较典型的模态 进行优化，如图18 所示0目〕502Hz b）瞅总振型碍4Hzu〕模态据生725Hz d）喘击振型773Hz阳as卜油底直啊壁局部变琢较人的模疥优化前后结构形状变化如图 19、20 所示。

下油底壳结构优化前后前 15 阶模态分布如图21 所示c)进气歧管结构优化 台架上1 米声压级及声源定位测试结果均表明，进气歧管是发动机的一个主要噪声源，其噪声辐射频率主要在3150Hz,进气歧管模态计算结果也表明，在3000Hz附近，进气歧管 确实存在一阶模态，其频率为2988Hz,如图22所示，主要表现为上部局部变形但由于该频率已经很高，因此针对3150Hz进行结构优化，使其避开3150Hz共振会存在一 定难度，事实证明，针对薄弱区域改进的多种方案如其模态分布效果均不理想，如图23和 图 24 所示图 24 进气歧管改进方案及改进前后模态分布图 25 进气歧管改进方案噪声预测©方案2 眄方案3图21进r歧筍改进方秦5000 ^000 ^000 叠0001000m跚X漸鋼M m通过 LMS virtual.lab acoustic 对不同改进方案进行辐射噪声预测，结果表明改进后进气歧 管 3150Hz 辐射噪声无明显变化，如图 25 所示d)开发油轨及进气歧管吸声罩 由于进气歧管本身固有频率较高，针对进气歧管 3150Hz 模态很难进行优化，为了降低3150Hz噪声，开发了图26所示的吸声罩，在降低进气歧管噪声的同时，降低油轨辐射噪声，对新开发吸声罩进行验证，效果较好，尤其是在1000Hz〜2000Hz、3000Hz〜3500Hz 频段，噪声明显降低，发动机顶面1米声压级降低1.7dB (A)，整机平均1米声压级降低 1.3dB (A)，测试结果如图27所示。

网雷 唳声罩示意图〔闯中红邑区埔｝跟狀志7CP: ⑷汕和黒声苹TtipzS5GUUIls图 27 加吸声罩前后1H iJ. L.L UL:3 改善效果验证除以上主要噪声改善方案外，还包括正时塑料罩材料更换，正时轮系采用静音皮带，提高加工精度等最终对改进方案装机，并在台架和整车上分别进行了效果验证3.1 台架效果验证GW4D20 发动机怠速噪声效果如图28 所示，从图中可以看出，采取上述降噪措施后，噪 声改善效果显著，基本达到了改进目标改善后，GW4D20发动机满载加速噪声效果如图29所示，整机加速过程整体降低1〜3dB ( A)O息谨 1000 1SOO 2000 甜DO 40（10 裝谨Wpm）图餡 改进前苗意速曉声歿果验证红鱼：改善俞 绿色：改善后閤却改荐前防噪声对比3.2 整车状态下效果验证对改善后的发动机装车，在发动机周围，包括进气面侧、排气侧、正时侧、 噪声效果验证，测试结果表明，改善后不仅噪声达到了标杆车噪声水平，而且 频段噪声也得到了明显改善，整车主观评价效果较好验证结果如图 30、顶面进行怠速1200〜7500Hz图 31 所示•—斗血ul?Z^前 -■-B加敗善存—*-标杆耳40驾员右耳JF吋侧 进气恻 排弋恻 顶面测点位置。