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RÉSUMÉ
La gestion des vibrations du groupe motopropulseur (GMP) est un enjeu qui ne peut être négligé quand sont connus les avantages qu'elle apporte en termes de confort. En effet, les mouvements du corps solide du GMP provoquent des vibrations à basses et moyennes fréquences, responsables en majeure partie du bruit perçu dans l'habitacle. Cet article s'attarde sur la compréhension de ces phénomènes et propose une analyse des facteurs intervenant dans cette problématique.
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Controlling vibration in a mechanical drivetrain is an important issue in view of the advantages it is known to offer in terms of comfort. The movement of the drivetrain body causes low- and medium-frequency vibrations that are mostly responsible for the noise heard inside the vehicle. This article reviews what we know about these effects, and gives an analysis of the factors that underlie this problem.
Auteur(s)
-
Laurent POLAC : Référent NVH structure GMP - Renault, centre technique de Lardy, Lardy, France
-
Shanjin WANG : Expert NVH GMP - Renault, centre technique de Lardy, Lardy, France
-
Elian BARON : Expert physique et prestations des chaînes cinématiques - Renault, Technocentre, Guyancourt, France
INTRODUCTION
Les vibrations du groupe motopropulseur (GMP) à basses et à moyennes fréquences, soit entre 20 Hz et 700 Hz, représentent un enjeu tant en fiabilité qu’en confort et en bruit à l’intérieur de l’habitacle. En effet, dans cette bande de fréquences, le GMP est la source majoritaire des vibrations et du bruit perçus à l’intérieur du véhicule et les voies de passage principales sont les points d’attache du GMP à la structure du véhicule. La maîtrise de ces vibrations nécessite une compréhension des phénomènes et une analyse des facteurs les plus influents. Cet article est un approfondissement d’une partie de l’article [BM2773], il se focalise sur les vibrations des supports du GMP mais il faut garder en tête que les vibrations du GMP se transmettent également par les arbres de transmission. Cet aspect n’est pas abordé ici mais on peut considérer en première approximation que les transmissions sont excitées en déplacement imposé par le différentiel de la boîte de vitesses. Certains résultats présentés dans cet article pourraient donc être exploités comme données d’entrée d’un éventuel modèle d’arbre de transmission.
Les analyses exposées ici concernent des moteurs à quatre temps d’architecture à trois ou quatre cylindres en ligne car ce sont les moteurs les plus répandus dans le monde et en particulier en Europe. Néanmoins, mise à part la spécificité des excitations relatives à ces deux architectures, l’approche proposée consistant à modéliser très simplement les composants principaux du GMP conserve un caractère assez général applicable aux autres architectures.
Précisons pour le lecteur non familier des moteurs à pistons que la fréquence fondamentale des efforts d’inertie développés dans chaque cylindre est la fréquence de rotation du vilebrequin et que la fréquence fondamentale du torseur des gaz d’un cylindre est la moitié de la fréquence de rotation du vilebrequin dans le cas d’un moteur à quatre temps puisque, dans un cylindre, il y a une combustion tous les deux tours de vilebrequin. Dans le cas des moteurs deux temps, la fréquence fondamentale du torseur des gaz d’un cylindre est égale à celle des efforts d’inertie puisque, dans un cylindre, il y a une combustion à chaque tour de vilebrequin. Les motoristes ont pris comme convention de rapporter la fréquence de chaque phénomène périodique à la fréquence de rotation du moteur. Une des conséquences de cette convention est l’existence d’harmoniques non entiers pour des moteurs à nombre de cylindres impair. En particulier, pour un moteur quatre temps à trois cylindres en ligne équirépartis (c’est-à-dire que les trois combustions sont régulièrement espacées), il y a une combustion tous les 240 degrés vilebrequin, soit trois combustions pour deux tours. La fréquence fondamentale d’excitation des gaz vaut donc 3/2 celle de la rotation du vilebrequin. On crée ainsi un harmonique d’ordre 1,5 selon cette convention.
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Conclusion5. Étude qualitative du couplage entre GMP et support
Afin de simplifier l’approche, on se propose d’étudier le modèle de la figure 28 doté de trois degrés de liberté en translation.
Dans ce modèle, la masse m 2 représente le moteur, la masse m 1 la boîte de vitesses et la masse m 0 le support. Il n’y a qu’un degré de liberté de translation pour chaque masse. Les raideurs K et k relient respectivement le moteur à la boîte et la boîte au support. L’effort d’excitation F est appliqué au moteur représenté par la masse m 2.
En régime harmonique (pulsation ω), ce système est régi par les équations suivantes :
( 46 )
où Ω = ω 2 = 4π2 f 2
Pour modéliser le comportement du support moteur SMO2 au lieu du support SMO1, il suffit de permuter les rôles de la boîte et du moteur : m 1 est relatif au moteur donc F s’applique en m 1 et m 2 représente la boîte. Dans le système d’équations (46), la composante F non nulle passe ainsi de la troisième à la deuxième ligne.
Ce système a trois valeurs propres dont la première est nulle : le mode propre qui lui est associé correspond à un déplacement d’ensemble sans déformation. Les 2e et 3e modes propres, sauf cas particulier, correspondent aux deux modes à fréquence non nulle que l’on obtient approximativement en supprimant alternativement m 0 puis m 2 (cf. figure 29). Avec les valeurs usuelles de masses de moteur, de boîte de vitesses et de support du moteur et de raideurs de liaison moteur-boîte et boîte-support, les fréquences propres du système à trois degrés de liberté de la figure 28 sont très proches des fréquences propres trouvées de la manière suivante :
-
on...
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BIBLIOGRAPHIE
-
(1) - SWOBODA (B.) - Mécanique des moteurs alternatifs. - Éditions Technip (1984).
-
(2) - BARILLON (F.), POLAC (L.), THEVENARD (C.) - A method to estimate automotive powertrain inertia properties using operational vibrations. - Congrès SIA, Le Mans (2014).
-
(3) - FOURCADE (C.), DESMOULINS (M.), TOPLOSKY (J.) - Crankshaft and flywheel gyroscopic movement modelling. - Congrès SIA (1994).
-
(4) - WANG (S.), BARON (E.) - Study of influence of flywheel bending stiffness on powertrain acceleration noise. - SAE Technical Paper 2003-01-1445 (2003).
-
(5) - FOURCADE (C.) - Element of designing and sizing of structures. - Université de Versailles Saint-Quentin-en-Yvelines, Chapter 4, Elements of rotating bodies analysis (2013-2014).
-
(6) - PASCAL...
DANS NOS BASES DOCUMENTAIRES
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Phénomènes fondamentaux de l’acoustique des moteurs d’automobile.
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