某商用車怠速油底殼異響問題分析?

徐小翔 李 超 曾小春 王 毅 陳齊平

(1 江鈴汽車股份有限公司產品研發總院 南昌 330001)

(2 江西省汽車噪聲與振動重點實驗室 南昌 330001)

(3 華東交通大學 載運工具與裝備教育部重點實驗室 南昌 330013)

0 引言

發動機上的薄壁類零件，如油底殼、前端蓋罩、頂部缸蓋罩等均是重要的發動機噪聲輻射面，其中油底殼尤為明顯，研究表明通過油底殼輻射的噪聲占總噪聲的比例超過20%[1-2]。整車怠速時，通過油底殼輻射的噪聲較容易影響整車聲品質，因此研究油底殼的噪聲振動一直是行業內較重要的一項工作。

因機油消耗或初始加注量差異，發動機油底殼內機油液位一般在機油標尺的下刻度與上刻度之間的某一位置。機油液位不同，油底殼模態頻率會有差異。文獻[3–5]研究了機油與油底殼之間的耦合作用對模態的影響，耦合模態頻率隨著機油量的增加而逐步降低，模態階數越高頻率下降趨勢越大。文獻[6–7]也研究了油液對油底殼模態頻率的影響，油液的存在使油底殼振型發生變化，固有頻率下降。

以往文獻多集中在由發動機振動導致油底殼的振動輻射噪聲優化，較少考慮油底殼內機油泵工作激勵對油底殼的影響。機油泵吸油管距離油底殼距離一般僅為7～8 mm，機油泵是發動機重要的運動部件之一，齒輪式機油泵在嚙合泵油的過程中，主動齒和被動齒不可避免地需要產生擠壓、摩擦、沖擊等，在加速過程中，容易形成特定階次的振動噪聲，而在穩態工況，如怠速，容易形成特定頻率的振動噪聲。

本文以某商用車2.0 T 柴油發動機油底殼為研究對象，對怠速時由于機油泵工作激勵與油底殼模態頻率耦合產生異響問題進行分析研究。

1 機油泵激勵頻率與油底殼模態頻率耦合噪聲分析

某發動機前端布置如圖1 所示，其機油泵由鏈條驅動，驅動鏈輪齒數為36，從動輪即機油泵鏈輪齒數為32，數比為36/32。機油泵為齒輪泵，機油泵內部為一對齒數為8 的齒輪，如圖2 所示。由傳動數比及機油泵齒輪齒數可知，曲軸每轉動一圈，從動鏈輪轉動36/32圈，而從動鏈輪每轉動1圈，機油泵齒輪嚙合8 次，即會產生齒輪嚙合沖擊基頻=(36/32)×8=9。

圖1 前端布置Fig.1 Front end arrangement

圖2 機油泵齒輪Fig.2 Oil pump gear

1.1 怠速時異響主觀駕評

實驗樣車冷車啟動(環境溫度約18?C)，怠速時車內及車外均有明顯“嗚嗚”異響，用聽診器初步排查，異響主要來源為油底殼方向。在油底殼表面吸兩塊磁鐵(單個質量約2 kg)，“嗚嗚”異響改善明顯。取下磁鐵后，“嗚嗚”異響復現。

車輛行駛過程中，因背景噪聲變大，車內無明顯“嗚嗚”異響，車輛行駛一段時間，發動機充分熱機后(機油溫度約90?C)，車輛定置怠速，車內外“嗚嗚”異響明顯變弱，車內怠速關窗條件下，異響聲音微弱，駕評可接受。

1.2 怠速時異響客觀數據測試分析

油底殼近場10 cm 布置一個傳聲器，車內主駕右耳布置一個傳聲器，油底殼表面布置一個三軸振動傳感器。測試坐標系定義為由飛輪端指向前端為+X方向，由排氣側指向進氣側為+Y方向，豎直向上為+Z方向。

如圖3 和圖4 所示，原始狀態油底殼近場存在明顯的240 Hz的異響，經濾波分析，抱怨的怠速“嗚嗚”聲正是該240 Hz頻段。在油底殼底部加磁鐵后，油底殼局部模態頻率及振幅改變，240 Hz 頻段“嗚嗚”異響明顯減小?？陀^測試數據顯示，臨時增加磁鐵后，240 Hz“嗚嗚”異響降低了12 dB(A)，如圖5所示。油底殼Z方向振動由0.27 g 降低至了0.20 g，如圖6所示。

圖3 原始狀態油底殼近場噪聲Fig.3 Near-field noise of oil pan original state

圖4 加磁鐵后油底殼近場噪聲Fig.4 Near-field noise of oil pan adding magent

圖5 加磁鐵前后噪聲變化Fig.5 Noise changes before and after adding magent

圖6 加磁鐵前后油底殼底面振動變化Fig.6 Vibration changes before and after adding magent

怠速時發動機轉速為800 r/min，在機油泵齒輪嚙合過程中存在240 Hz 的激勵頻率，(800 r/min/60)×9×2=240 Hz。檢查機油標尺液位，當前液位在上刻度與下刻度之間約1/2位置。為了測試驗證當前液位下油底殼的約束模態，采用LMS Test.Lab實驗模態分析方法，采用錘擊實驗方法進行含油狀態的油底殼約束模態測試。分析帶寬2048 Hz，分辨率1 Hz。測試結果如表1所示。

表1 油底殼模態頻率測試結果Table 1 Oil pan modal frequency test results

怠速時機油泵激勵頻率240 Hz 與當前液位下油底殼模態頻率接近(238 Hz)，兩者耦合，形成了“嗚嗚”異響。

2 油溫及油液對噪聲影響分析

2.1 機油溫度對噪聲振動影響分析

本文所研究怠速時“嗚嗚”異響有一個特點，即其他條件不變情況下，發動機充分熱機后，機油溫度約90?C 時，“嗚嗚”異響相對冷機情況有明顯改善。為分析機油溫度對油底殼表面振動影響，將發動機上NVH 臺架進行測試，外接機油溫度傳感器，在油底殼表面布置振動傳感器，測試時保持發動機轉速為怠速800 r/min。測試結果如表2所示。

表2 油底殼表面振動隨機油溫度變化Table 2 Oil pan surface vibration random oil temperature

機油黏度會隨著溫度的不同而變化，本文所研究車輛使用機油牌號為5W-30，其不同溫度下機油黏度見表3。

表3 不同溫度下的機油黏度Table 3 Oil viscosity at different temperatures

為分析不同機油溫度下，機油泵工作時其泵體振動變化，將機油泵安裝在專用性能臺架上，機油泵用電機驅動，速比保持與發動機上速比一致，循環機油外接電加熱，泵體上安裝振動傳感器，如圖7所示，測試時保持穩定轉速及壓力。不同機油溫度下，機油泵本體振動變化測試結果見表4。

表4 機油泵振動隨機油溫度變化Table 4 Oil pump vibration random oil temperature change

圖7 機油泵性能臺架振動測試Fig.7 Vibration test of oil pump performance

通過分析機油泵振動隨溫度變化數據，可以得出，在穩定轉速及壓力下，隨著機油溫度的升高，機油泵上振動逐步減小，即泵體振動隨著機油黏度的降低而降低。

2.2 機油液位對噪聲振動的影響分析

機油液位不同時油底殼模態頻率會有所變化，機油含量對油底殼表面振動也存在影響。為分析這些具體影響，將發動機置于NVH 臺架，并在油底殼位置布置振動傳感器，如圖8所示。

該發動機正常保養時機油加注量為9.5 L，機油標尺下刻度線時加注量約7.5 L，加9.5 L 時在機油標尺上刻度線位置。實驗時先放出所有機油，并確保所有機油均放出，然后用量杯逐步加注機油，分別加注6 L、7 L、8 L、9 L、10 L 機油。采用LMS Test.Lab 實驗模態分析方法，采用錘擊實驗方法進行不同含油狀態的油底殼約束模態頻率測試。在加注量8 L、9 L、10 L 三種狀態下發動機全轉速掃頻，測試油底殼共振帶。同時通過油底殼流固耦合分析方法[3]，分別計算加注6 L、7 L、8 L、9 L、10 L 機油時油底殼模態頻率。模態計算結果及振型如圖9 所示。模態實驗結果見表5。

圖9 油底殼模態計算第1 階模態頻率270 Hz (加注6 L 油)Fig.9 First mode frequency of oil pan 270 Hz(Fill with 6 L oil)

機油加注量低于7 L 時因遠未達到設計要求的下刻度線，影響發動機潤滑，未進行加速掃頻測試及油底殼振動測試。從表5 的相關實驗及仿真分析結果可以得出，隨著機油加注量的逐步增加，油底殼模態頻率逐步降低。在發動機穩定轉速下，如怠速800 r/min 工況，隨著機油加注量的逐步增加，油底殼底面振動逐步減小。

3 怠速時油底殼異響優化

3.1 優化方案一

由前面分析可以知道，產生怠速時“嗚嗚”異響的原因為機油泵激勵頻率與油底殼模態頻率耦合。怠速時機油泵的激勵頻率為(800 r/min/60)×(36/32)×8×2=240 Hz，其中36/32 為驅動鏈輪與機油泵鏈輪之間的速比。油底殼模態頻率隨著機油加注量的不同而變化，該型發動機設計加注機油量下限為7.5 L，即對應機油標尺下刻度位置，設計加注機油量上限為9.5 L，即對應機油標尺上刻度位置。當由于機油初始加注量不同或者機油消耗等原因導致機油液位不同時，只要機油液位還在標尺的上下限刻度之間，即在7.5～9.5 L 之間，均是滿足要求的，而根據之前的實驗及仿真分析，此時的油底殼模態頻率會在220～250 Hz之間。

當機油泵激勵頻率沒有落在220～250 Hz 區間時，則不論機油液位在那個位置，都不會導致頻率耦合異響。所以優化方案可以是改變驅動鏈輪與機油泵鏈輪的傳動速比或者機油泵齒輪齒數，如機油泵齒輪齒數改為10，則怠速時機油泵的激勵頻率就會變為(800 r/min/60)×(36/32)×8×2=300 Hz。但實際上發動機開發的中后期，無論是變更傳動速比還是變更機油泵齒輪齒數均是很困難的。較為快速可行的優化方案為變更怠速轉速。為使機油泵激勵頻率有效避開220～250 Hz 這個區間，使發動機怠速轉速變更為900 r/min，此時激勵頻率為270 Hz。怠速轉速變更前后噪聲優化如圖10所示。

圖10 調整怠速轉速噪聲優化結果Fig.10 Adjust idle speed noise optimization results

從圖10的優化結果來看還是比較明顯的，不過怠速轉速由800 r/min 提升至900 r/min，對于柴油發動機來說提升幅度過大，需重新進行油耗實驗，并且駕評怠速900 r/min 時，對整車怠速振動水平及整體噪聲有明顯惡化。雖然該方案可快速解決問題且不增加任何開發成本，但項目開發過程最終未采取該方案。

3.2 優化方案二

在機油泵激勵頻率不變的情況下，提高油底殼模態頻率也是較為有效可行的方案。如圖11 所示，在油底殼底面增加一個肋板，可極大地提高油底殼模態頻率。新增肋板材料為鋼，厚度為2 mm，通過焊接固定在油底殼內側，中間3 個焊點固定在底面，兩側各1 個焊點固定在側面，肋板整體懸空，距離底面5 mm。

圖11 油底殼底面加肋板方案Fig.11 Oil pan ribbed plate scheme

如圖12 所示，在機油加注量上限條件下，油底殼第一階模態頻率從220 Hz提高至了268 Hz，在此條件下，無論油液如何變動，均不會導致機油泵激勵頻率與油底殼模態頻率的耦合異響。項目最終采用油底殼增加肋板的方案優化該異響問題。

圖12 油底殼加肋板方案CAE 計算結果Fig.12 CAE results of oil pan ribbed plate scheme

4 結論

通過對怠速時油底殼異響的案例分析，驗證了齒輪式機油泵對油底殼噪聲振動的影響，以及機油加注量不同時對油底殼模態，表面振動等的影響。并給出了幾個主要的優化方向，如優化傳動速比，優化油底殼模態等。主要結論有：

(1) 怠速時機油泵的激勵頻率與油底殼頻率耦合會導致異響。

(2) 油底殼模態會隨著機油加注量的逐步增多而逐漸減小，油底殼表面振動會隨著機油加注量的增多而減小。

(3) 穩定轉速及壓力下，隨著機油溫度的升高，機油泵本體振動會逐步減小，油底殼表面振動也呈逐步減小趨勢。