王贵富 杨惠东 梁伟强 左支柳

五羊-本田摩托（广州）有限公司 广东省广州市 511356

机动车噪声是噪声污染的主要来源，摩托车发动机外露于大气中，其产生的声音直接影响环境噪声，因此降低摩托车发动机噪声对环境的影响是重要课题。摩托车发动机噪声包括燃烧噪声、进气噪声、排气噪声、机械噪声及表面辐射噪声等。本文对一款发动机的噪声源进行分析研究，通过减小发动机气门的落座冲击力，从而降低了发动机的机械噪声和表面辐射共振噪声。

某款ohv发动机车型，整车在行驶过程中，当发动机转速运行在6200～6400rpm的工况时，发动机右侧区域会有很大的噪声，对骑行人员体验感很不好。为了找出产生噪声的部位，采用噪声源定位测量方法，在发动机的右侧区域进行测量，试验工况：整车驻车状态，空档时加油门使发动机转速稳定在6350rpm时进行测量。测量的噪声源定位云图如图1，从图中可以看出，噪声最大的部位发动机气缸盖和气缸体区域。

图1 噪声源定位云图

为了分析噪声产生的原因，对发动机噪声最大区域，进一步测量了发动机各转速的声音频谱云图，测量工况是整车驻车状态，空档时转速从2000 rpm～8000rpm逐渐加速的过程,麦克风位置放在发动机气缸盖右侧距离200mm处。采集了麦克风的声压信号并进行fft频谱分析。测量结果如图2。

图2 声音频谱云图

从声音频谱云图分析，在6000rpm以上，1阶的声音频谱比较亮，表明1阶的声音较大，并且随转速增加频率升高，说明1阶的声音与发动机转速相关；另外，在高频5170hz、6000hz频率附近声音频谱明显比较亮，并且随转速变化，频率不变，说明噪声中有5170hz、6000hz共振噪声。

从声音频谱云图中，选择转速6360rpm时的频谱曲线分析，如图3，图中106hz的基频噪声较大。发动机转速的频率f0=ne/60=6360/60=106hz，发动机转速的频率106hz与基频106hz相同，表明该噪声是由与发动机转速相同频率的激励力产生的1阶噪声，可以推测：在发动机运动部件中，产生106hz激励力部品，可能是气门落座冲击力，因为在发动机中进气门、排气门每二圈各产生一次落座冲击力，但进气门和排气门是分别在不同时刻产生落座冲击，所以气门落座冲击(包括进气门和排气门)的频率与转速频率f0相同，即气门落座力的频率正好与基频噪声频率106hz相同。

图3 6360rpm的频谱曲线

除基频外，声音频谱中高频噪声5170hz和6000hz的比较高，这两个频率与基频106hz的倍数分别是48.7和60倍，说明这两个频率的高频噪声与气门落座力冲击相关。因为噪声与振动密切相关的，推测5170hz和6000hz高频噪声是由于气缸盖散热片的振动引起的，为了证验高频噪声与振动的关系，分别在发动机叶片的不同部位安装振动加速度传感器，测量工况整车驻车空档状态，发动机缓慢加速从2000 rpm～8000rpm之间进行测量。选择其中的某测量点，该点的振动频谱与噪声频谱最相近(因为缸盖散热片形状各异，每一点的振动频谱不尽相同)，该点测量结果如图4所示，表示发动机加速过程中该点的振动加速度总值。

图4 气缸盖散热叶片的振动加速度

从图4可以看出，散热片的振动随转速的升高而增加，特别是在5000rpm以上转速，振动加速度的增加速率增大，并且在6100rpm附近时有振动峰值，此振动的峰值与6300rpm附近噪声值较大相对应，说明发动机噪声大与散热片振动有直接关系。为进一步分析散热片的振动，选择发动机转速6360rpm时的振动测量结果进行fft分析，结果如图5：发动机散热片6360rpm的振动频谱曲线。

图5 气缸盖散热叶片的振动频谱曲线

由图5中可以看出，气缸盖散热片振动的频谱中，在频率5170hz、6000hz附近的振动出现比较大的峰值，峰值中心的振动频率与噪声的高频段的频率相一致,验证了上文的推测：噪声频谱中的高频噪声成分是散热片的振动引起的。因为散热片是多片状结构，每片的大小及长度不同，所以局部模态的频率较多，这样在受到激励力作用时，就会受迫振动引起不同频率的高频噪声。

分析至此，散热片受到激励力时会产生高频噪声，是不可避免，并且受的激励力越大，产生的噪声越大，另外，当激励力频率与散热片的模态频率一致时，产生共振噪声。所以，为了减小噪声，需要减小激励，为此，需分析导致散热片共振的激励力的来源。

根据以上分析和推测，气门的落座冲击可能是产生噪声的激励源，为此，需要测量验证气缸盖振动激励力。测量的方式：把振动传感器安装在气缸盖上，因为气缸盖部位是噪声较大区域，通过测量气缸盖振动加速度来寻找导致噪声的激励源。测量工况：把摩托车安装在整车底盘设备上，发动机不点火状态，用测功机拖动摩托车后轮使发动机稳定在6360rpm的转速。把振动信号与发动机曲轴转动时序信号同时采集数据，气门开启、关闭的时间通过曲轴转动时序信号同步表示在图示中，结果如图6。排气门落座时对应加速度值b点，进气门落座时对应加速度值a点，可以发现，在排气门落座及进气门落座时刻的振动加速度明显有振动峰值，说明气门落座的落座冲击力很大，其中进气门的落座冲击力比排气门的落座冲击力大，因为进气门的质量大于排气门。从测量结果可以计算出气门落座冲击力的频率与声音基频106hz相一致。由此可验证了上面的推测，气门落座冲击力是产生噪声的激励源。

图6 缸盖振动与气门开关的关系

通过上文对噪声产生的原因分析可知，噪声是由发动机气门落座冲击产生的机械噪声和气缸盖散热片受到气门落座冲击力产生的共振噪声。通过减小激励力、增加阻尼、增厚散热片以改变其共振频率避免共振发生等，都是减小噪声的方法，本文采用了减小气门的落座冲击，降低产生振动噪声激励力，从而降低发动机噪声的方法。

影响气门落座冲击力的主要因素是凸轮轮廓线的缓冲段曲线，为此，对凸轮轮廓线下降行程的缓冲段曲线进行优化设计，如图7。目的是降低气门落座时的速度，从而减少气门落座瞬间冲击力。

图7 凸轮型线下降行程的缓冲段曲线

对改善前与改善后的凸轮轴，进行了运动学和动力学的模拟仿真，计算了气门落座时的速度和落座力，结果如图8、图9，从计算结果可以发现，改善前气门落座时，气门的速度为0.35m/s,气门第1次落座后被反弹后又进行2次的落座，最大落座力为890n；改善后气门落座时速度为0.17m/s没有发生反弹情况，最大落座力降低为620n,所以,优化后的凸轮轮廓线可以降低气门落座力,从而减小振动噪声的产生。

图8 改善前气门速度及落座力

图9 改善后气门速度及落座力

按新凸轮轮廓线试制了样品，并进行了整车振动和噪声的测量。

3.2.1 气缸盖振动加速度对比

通过测量改善前与改善后气缸盖振动加速度，间接地反映了气门落座冲击力大小变化。工况Ⅰ：同2.3中的测量工况，使发动机稳定转速在6360rpm时，测量气缸盖振动加速度，测量结果如图10。可以看出，改善后的凸轮轮廓线明显可以降低气门落座时气缸盖的振动加速度；工况Ⅱ：发动机缓慢加速从2000 rpm～8000rpm之间，测量各发动机转速时的气缸盖振动总值，如图11，同样看出，在全部发动机转速范围内，气缸盖的振动都降低了。

图10 改善前、后气缸盖振动过程值

图11 改善前/后气缸盖加速度总值

3.2.2 噪声频谱及频谱云图的比较

改善前与改善后声音频谱(发动机转速6360rpm时)比 较，如 图12。基 频 噪声106hz由75db降低到72db；高频噪声5170hz由77db降 低到69db；高频噪 声6000hz由76db降低到68db。

图12 改善前/后声音频谱

通过测量改善前与改善后声音频谱云图进行对比，如图13、图14。可以看出，改善前频谱云图的5170hz和6000hz明显亮度高(噪声大)，改善后的频谱云图在高频噪声明显降低很多。

图13 改善前声音频谱云图

图14 改善后声音频谱云图

3.2.3 噪声的主观感觉

整车状态，通过对比改善前后噪声主观感觉，噪声水平明显降低，主观评价由6分提升到7.5分。说明改善对策有效。

（1）气门落座冲击(进气门和排气门)的频率与转速的频率相同。

（2）气门落座冲击使气缸盖产生机械噪声，机械噪声的频率与发动机转速频率相同。

（3）气缸盖的散热片在受到气门落座冲击力作用时，产生共振和高频共振噪声。

（4）通过优化凸轮轮廓线缓冲段的曲线，减小气门落座时速度和落座冲击力，可以有效降低由落座冲击引起的噪声。