基于整機噪聲的發動機曲軸扭轉減振器匹配

馬俊達 盧小銳 王暉

（華晨汽車工程研究院）

隨著我國汽車工業的迅猛發展，汽車的NVH性能已經成為汽車性能最重要的評價指標之一。曲軸扭轉振動是整機激勵振源中最重要的因素之一，不僅能夠引起軸系和機體的振動，也是發動機輪系側主要的噪聲源。文章以某4缸發動機為例，主要介紹了該發動機匹配不同的扭轉減振器軸系扭振特性的試驗測試，比較曲軸前端扭轉角度的變化，并通過發動機臺架1 m噪聲試驗對匹配后的噪聲水平進行驗證，最終滿足目標要求[1]。

1 發動機輪系側噪聲特征

某發動機在開發過程中，NVH性能較差，進行1 m噪聲試驗（4點法）摸底后與競品機測試結果對比發現，發動機前端噪聲測試結果曲線在3 000～5 500 r/min之間存在“鼓包”，如圖1所示。進氣側、排氣側及頂部的噪聲水平與競品機噪聲水平相當，但發動機前端卻比競品機前端噪聲總聲壓值高出4 dB（A）左右，致使4點平均聲壓級比目標值高1.7 dB（A）左右，其可能是造成NVH水平不滿足目標要求的主要原因。

為了找出引起發動機輪系側噪聲較大的原因，在發動機半消聲室進行摸底測試，試驗工況：1）滿負荷工況下從1 000 r/min勻加速到最高轉速；2）滿負荷工況下穩態4 000，4 500，5 000 r/min。在上述2種工況下，分別測試正時罩蓋的結構振動、曲軸扭轉振動及輪系側的聲學照相。

聲學照相結果，如圖2所示。在滿負荷4 000 r/min穩態工況下，發動機前端主要噪聲源處于皮帶輪區域，中心頻率為1 358 Hz。試驗過程中發現4 000 r/min以上轉速均存在同樣的現象，這說明在滿負荷工況下，隨轉速的升高發動機前端的噪聲源主要以皮帶輪區域為主。

發動機結構振動測試結果，如圖3a所示，從圖3a可以看出，在340 Hz附近存在明顯的共振帶，且Y向最大振動加速度遠遠大于附件系統表面振動所設定的目標值要求。

工程實際中要求，曲軸前端扭轉振動角位移單階次的目標值須小于0.1°，總值不能大于0.2°。從圖3b可以看出，340 Hz處存在明顯的共振現象,當發動機轉速達到5 050 r/min時，4階在共振頻率的扭轉角度幅值增大，最大幅值達到0.16°不滿足單階次扭振目標值。該扭轉減振器共振頻率與皮帶張緊器的共振頻率相近，當發動機工作時曲軸扭轉振動激勵會引起張緊器的振動大幅度增大，為了避免張緊器共振現象的發生需要對扭轉減震器進行重新匹配。

2 軸系扭振微分方程

有阻尼強制振動多質量系統中任意質量K處的力系運動方程，如式（1）所示。

式中：Ik——節點k的轉動慣量，kg·m2；

ck，ck,k+1，ck-1,k——節點k，k與k+1之間，k-1與k之間的阻尼，N·ms/rad；

kk,k+1，kk-1,k——節點k與k+1之間，k-1與k之間的剛度，N·ms/rad；

φk，φk+1，φk-1——節點k，k+1，k-1的扭轉角度，（°）；

ω——角速度，rad/s；

ψk——角相位，rad；

t——時域，s；

Mk——力矩，N·m。

式（1）的矩陣表達式，如式（2）所示。

式中：I——轉動慣量矩陣；

C——阻尼矩陣；

K——剛度矩陣；

T——激振力矩陣；

φ——角位移向量。

當T=0時，計算系統的自由振動，計算結果包括特征值（固有頻率）及特征向量（振型）；當T≠0時，計算系統的強迫振動，計算結果包括扭振振幅和軸段扭矩等[2]。I，K，C 的表達式，如式（3）～（5）所示，其中 I為對角線矩陣，K為對稱的三線對角帶矩陣。

3 扭轉減振器匹配分析

選取固有頻率為340，306 Hz兩款減振器分別進行扭振測試，測試結果，如圖4所示。在數據處理分析中提取第2，4，6，8階次，由于2階受滾振影響較大，滾振屬于低頻、低轉速的問題，軸系滾振時其各節點振幅相等且較大，但不會在系統的軸段上激起扭振應力，所以在評價扭振的時候需要扣除滾振的影響，故重點分析4階和6階[3]。

由圖4a可知，更換固有頻率為340 Hz的減振器后，單階次最大扭轉角度均小于目標值0.1°；4階在發動機轉速5 400 r/min左右處產生的最大峰值為0.074°；6 階在 3 700 r/min 處峰值為 0.048°；8 階在2 800 r/min處產生的最大扭轉角度為0.023°。與原狀態相比單階次最大扭轉角度衰減量達到0.086°。

由圖4b可知，更換固有頻率為306 Hz的扭轉減振器后，在5 000 r/min左右4階最大扭轉角為0.065°；6階最大扭轉角為0.041°，發生在4 900 r/min時493 Hz的共振帶上；8階最大扭轉角在2 800 r/min時也衰減到 0.012°。

綜上，固有頻率為306 Hz的扭轉減振器同樣滿足最大扭轉角度總值小于0.2°，單階次小于0.1°的目標要求，與固有頻率為340 Hz的扭轉減振器相比其單階次扭振衰減量增大了0.009°，在工程應用中其扭振衰減效果更加明顯[4]。

4 1 m噪聲驗證曲線

按照上述分析結果，選取固有頻率為306 Hz的扭轉減振器作為重新匹配后的新減振器安裝在曲軸前端，并進行發動機臺架1 m噪聲測試。

測試結果，如圖5所示，發動機前端噪聲水平明顯降低，較優化前降低大約2.5 dB（A）。由于4點1 m噪聲中發動機前端的貢獻量明顯減小，4點平均聲壓級與優化前相比降低了1.9 dB（A），而且略低于目標線0.2 dB（A），滿足發動機整機噪聲目標要求。

5 結論

通過發動機臺架試驗找出了引起噪聲與目標值差異較大的主要噪聲源位置，并經過優化驗證滿足NVH性能要求。從試驗過程可以看出：1）通過發動機曲軸扭振試驗的驗證，發現扭轉減振器匹配不僅要滿足曲軸系的設計要求，更要兼顧扭轉振動對整機噪聲所帶來的影響；2）鑒于發動機輪系側的結構特點，聲學照相是對輪系進行噪聲源定位的有效方法，有效避免了加速度傳感器和傳聲器測試過程受皮帶干擾的影響；3）在曲軸扭振數據分析過程中，首先要識別發動機低轉速的滾振影響，其次要選取有效的階次分別與目標進行對比，一般 4 缸機的階次選擇以 2，4，6，8，10 偶數階次為主，半階次為輔；4）對于發動機而言，曲軸扭轉減振器的匹配主要關注了發動機自由端，但缺乏對發動機動力輸出端的目標考核，其動力輸出端的扭轉振動對汽車傳動系存在很大影響，應予以關注。