發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸減振器對(duì)附件系統(tǒng)的影響分析與優(yōu)化

田莉莉 樹向君 聶淑一 徐躍強(qiáng)

(上汽創(chuàng)新研究開發(fā)總院，上海201804)

0 前言

發(fā)動(dòng)機(jī)在運(yùn)行中曲軸會(huì)承受有周期性的扭矩作用，曲軸自身可以采用多質(zhì)量的彈性系統(tǒng)來進(jìn)行受力表達(dá)。周期性扭矩作用下的多質(zhì)量彈性系統(tǒng)會(huì)產(chǎn)生受迫扭振振動(dòng)。受迫扭振的激振力頻率與系統(tǒng)固有頻率相近時(shí)將產(chǎn)生共振效應(yīng)，此時(shí)扭振幅值及應(yīng)力都會(huì)出現(xiàn)峰值。在發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)過程中，如果曲軸扭振振幅過大，就會(huì)引起曲軸疲勞，甚至發(fā)生斷裂等問題。曲軸減振器是固定在曲軸上，用于降低發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)，并向附件驅(qū)動(dòng)皮帶傳遞曲軸扭矩。

曲軸減振器一般由內(nèi)圈(輪轂)、外圈(集成有驅(qū)動(dòng)前端附件系統(tǒng)的V型皮帶槽)和橡膠阻尼元件組成，通過吸收振動(dòng)能量和將共振頻率移出發(fā)動(dòng)機(jī)正常工作范圍的方法來降低扭振。通過使用適宜頻率的曲軸減振器，可以降低曲軸的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)振幅，并使共振轉(zhuǎn)速遠(yuǎn)離發(fā)動(dòng)機(jī)的常用轉(zhuǎn)速范圍。

隨著對(duì)汽車駕駛舒適性要求的不斷提高，用戶越來越看重汽車的噪聲表現(xiàn)，并將其作為評(píng)價(jià)整車性能的重要指標(biāo)之一。發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸減振器所解決的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)是發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲的激勵(lì)源之一，它可以引起發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸軸系和機(jī)體的振動(dòng)，同時(shí)也是發(fā)動(dòng)機(jī)附件系統(tǒng)的激勵(lì)源。本文以某整車發(fā)動(dòng)機(jī)在1 700～2 900 r/min大負(fù)荷加速工況時(shí)存在的發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件系統(tǒng)異響為例，分析異響與曲軸軸系扭振的關(guān)系，研究了增大曲軸減振器外圈慣量和減小外圈激勵(lì)對(duì)于附件系統(tǒng)張緊器振動(dòng)的影響。同時(shí)，基于模擬分析，測(cè)試評(píng)估了改制曲軸減振器樣件對(duì)改善異響的效果。

1 問題描述

1.1 發(fā)動(dòng)機(jī)測(cè)試

某整車發(fā)動(dòng)機(jī)在1 700～2 900 r/min大負(fù)荷加速工況時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)存在“噠噠”敲擊異響，且車內(nèi)清晰可辨，在拆除發(fā)動(dòng)機(jī)前端皮帶后該異響消失。

經(jīng)過測(cè)試發(fā)現(xiàn)，在附件系統(tǒng)張緊器部位測(cè)得的振動(dòng)加速度與異響特征相吻合。張緊器部位振動(dòng)加速度頻率范圍及峰值范圍與張緊器各階次振動(dòng)模態(tài)一致，因此可判斷為張緊器結(jié)構(gòu)與發(fā)動(dòng)機(jī)發(fā)生共振。相關(guān)測(cè)試內(nèi)容和結(jié)論見表1。

表1 發(fā)動(dòng)機(jī)異響測(cè)試內(nèi)容和結(jié)論

測(cè)試分析過程如圖1所示。由測(cè)試分析過程可知，發(fā)動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)振動(dòng)不是由張緊器異響激勵(lì)，排除了發(fā)電機(jī)解耦減振器共振，以及附件載荷與皮帶參數(shù)的影響。曲軸減振器外圈角加速度幅值范圍與張緊器振動(dòng)相近，由此可以判斷，降低曲軸減振器外圈角加速度幅值對(duì)改善張緊器異響有影響。

圖1 發(fā)動(dòng)機(jī)異響測(cè)試分析過程

2 扭振對(duì)異響激勵(lì)的影響

在試驗(yàn)測(cè)試基礎(chǔ)上，本文采用多體動(dòng)力學(xué)方法計(jì)算并分析了曲軸減振器角加速度對(duì)扭振的影響。依據(jù)該整車所搭載發(fā)動(dòng)機(jī)的曲軸系統(tǒng)結(jié)構(gòu)，建立了曲軸系統(tǒng)彈簧質(zhì)量系統(tǒng)理論模型，并構(gòu)建了Valdyn扭振仿真模型。在完成Valdyn扭轉(zhuǎn)建模后，通過參數(shù)設(shè)置和后處理提取了曲軸前段相對(duì)于穩(wěn)速邊界的單諧次扭振幅值。對(duì)于4缸發(fā)動(dòng)機(jī)，2階次、4階次、6階次和8階次等為主階次扭振。在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速下，軸系扭振系統(tǒng)應(yīng)滿足曲軸前段單階次扭振幅值低于限值要求(扭轉(zhuǎn)共振時(shí)出現(xiàn)的振動(dòng)幅值)。經(jīng)過計(jì)算得到的各階次扭振結(jié)果如圖2所示。

圖2 各階次扭振振幅計(jì)算結(jié)果

對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸扭振數(shù)據(jù)進(jìn)行處理，可得到各階次曲軸扭振角加速度隨轉(zhuǎn)速的變化關(guān)系和各階次扭振在發(fā)動(dòng)機(jī)不同轉(zhuǎn)速下的具體數(shù)值。仿真計(jì)算得到的內(nèi)外圈角加速度數(shù)據(jù)對(duì)比如圖3所示。

圖3 仿真角加速度

仿真測(cè)試得到的外圈角加速度和張緊器振動(dòng)對(duì)比如圖4所示。通過對(duì)比可知，曲軸減振器外圈處角加速度幅值較大的頻率范圍與張緊器擺臂振動(dòng)較大的頻率范圍相對(duì)應(yīng)，頻率集中在220～550 Hz附近；相對(duì)于曲軸減振器內(nèi)圈，從6階次開始，外圈高階次角加速度頻率變化較大。對(duì)于4行程4缸發(fā)動(dòng)機(jī)，發(fā)動(dòng)機(jī)扭振階次的計(jì)算公式為：

(1)

式中：為振動(dòng)頻率，單位Hz；為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，單位r/min。

發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為1 700～2 900 r/min時(shí)，測(cè)試振動(dòng)頻率集中在220～550 Hz，由式(1)可計(jì)算得出：6.88<<11.75，即8階次和10階次扭振影響最大。因此，為了解決車內(nèi)“噠噠”異響問題，應(yīng)降低曲軸8階次和10階次扭振扭轉(zhuǎn)角加速度振幅。

圖4 外圈角加速度和張緊器擺臂振動(dòng)對(duì)比

3 系統(tǒng)優(yōu)化

在保證橡膠剛度不變的情況下，考慮增大曲軸減振器外圈轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。除了原方案外，設(shè)計(jì)了3個(gè)不同的外圈轉(zhuǎn)動(dòng)慣量?jī)?yōu)化方案，見表2。曲軸減振器的工作頻率的計(jì)算公式如下：

(2)

式中：為剛度，單位N/m；為轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，單位kg·mm。

表2 相關(guān)計(jì)算參數(shù)

基于表2參數(shù)，其他如缸壓、曲軸系統(tǒng)剛度及轉(zhuǎn)動(dòng)慣量等條件不變，只改變曲軸減振器外圈慣量及頻率后，外圈角加速度計(jì)算結(jié)果如圖5所示。

圖5 不同轉(zhuǎn)動(dòng)慣量下的外圈角加速度

由仿真結(jié)果可得，在曲軸減振器剛度保持不變的前提下，隨曲軸減振器外圈慣量增大，外圈角加速度逐漸下降，改善效果明顯。同時(shí)，共振轉(zhuǎn)速也發(fā)生了偏移，給予外圈的激勵(lì)明顯得到降低，最大值降低約10 000 rad/s。本次仿真計(jì)算未考慮附件系統(tǒng)對(duì)系統(tǒng)產(chǎn)生的影響。

4 試驗(yàn)驗(yàn)證

由仿真結(jié)果可知，方案2增大曲軸減振器外圈轉(zhuǎn)動(dòng)慣量至4 000 kg·mm，可明顯降低外圈激勵(lì)。為了驗(yàn)證仿真計(jì)算結(jié)果，試制了外圈轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為4 000 kg·mm、測(cè)量頻率為300 Hz的樣件，并與原曲軸減振器進(jìn)行了測(cè)試比較，樣件參數(shù)對(duì)比見表3。

表3 樣件參數(shù)對(duì)比

不改變臺(tái)架發(fā)動(dòng)機(jī)其他參數(shù)及零部件，在更換曲軸減振器后，內(nèi)圈扭振測(cè)試及外圈加速度測(cè)試結(jié)果如圖6、圖7所示。與原方案樣件相比，方案2樣件的內(nèi)圈角位移較小，外圈最大角加速度降低了5 000 rad/s。

圖6 不同外圈轉(zhuǎn)動(dòng)慣量下的測(cè)試角位移

圖7 不同外圈慣量的測(cè)試角加速度

圖8 張緊器振動(dòng)對(duì)比

為了驗(yàn)證增大曲軸減振器外圈慣量，降低外圈角加速度對(duì)附件系統(tǒng)張緊器的影響，在臺(tái)架試驗(yàn)中布置了張緊器振動(dòng)傳感器，測(cè)量結(jié)果如圖8所示。

測(cè)量結(jié)果發(fā)現(xiàn)，張緊器臺(tái)架實(shí)測(cè)最大振動(dòng)加速度降低了26.0(為重力加速度)。4階次最大振動(dòng)加速度降低了15.2。降低曲軸減振器外圈角加速度對(duì)于降低附件系統(tǒng)張緊器的振動(dòng)有明顯影響，同時(shí)車內(nèi)噪聲得到了改善。

5 結(jié)論

本文針對(duì)某整車發(fā)動(dòng)機(jī)在1 700～2 900 r/min大負(fù)荷加速工況下存在敲擊異響問題進(jìn)行了研究。通過試驗(yàn)確定了產(chǎn)生異響的原因，通過仿真計(jì)算分析了曲軸減振器角加速度對(duì)振動(dòng)的影響，增大曲軸減振器外圈轉(zhuǎn)動(dòng)慣量對(duì)外圈振動(dòng)激勵(lì)的影響。基于仿真分析，通過測(cè)試改制樣件對(duì)改善異響的效果進(jìn)行了評(píng)估。通過樣件測(cè)試與主觀評(píng)價(jià)，得出如下結(jié)論。

(1) 增大曲軸減振器轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，可以有效降低外圈激勵(lì)，在曲軸減振器設(shè)計(jì)開發(fā)時(shí)，在滿足內(nèi)圈扭振角度要求的前提下，可考慮降低外圈角加速度。

(2) 在曲軸減振器剛度保持不變的前提下，隨著曲軸減振器外圈轉(zhuǎn)動(dòng)慣量增大，外圈角加速度逐漸下降，且降幅明顯，同時(shí)共振轉(zhuǎn)速點(diǎn)會(huì)發(fā)生移動(dòng)。

(3) 測(cè)試比較外圈轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為3 300 kg·mm和4 000 kg·mm的曲軸減振器，發(fā)現(xiàn)后者內(nèi)圈角位移較小，外圈最大角加速度降低約5 000 rad/s。

(4) 降低外圈角加速度可以明顯降低附件系統(tǒng)張緊器振動(dòng)，降幅約等于試驗(yàn)實(shí)測(cè)的外圈角加速度。