基于整机噪声的发动机曲轴扭转减振器的匹配分析
马俊达1，卢小锐1，王晖1
华晨汽车工程研究院，NVH工程室，沈阳，110141
【摘要】某机型在开发过程中，整机噪声比竞品机高，分析发现主要是由于轮系侧引起，本文对发动机曲轴扭转减振器进行重新匹配，降低发动机扭转波动，结果显示，重新匹配减振器后，发动机的扭转角度最大衰减量为0.095°，满足了单阶次扭转角度小于0.1°的目标要求，同时降低了发动机轮系侧噪声水平。经发动机台架试验验证，重新匹配后的减振器使发动机整机声压级在高转速工况下降低2.8dB(A)，满足整机设计的目标要求。
【关键词】发动机；扭转减震器；激励力矩；曲轴系统
Matching Analysis of Crankshaft Torsional DamperBased on theEngine
Noise Performance
Junda Ma1, Xiaorui Lu1, Hui Wang1 Brilliance AutoR&D Center, China
ABSTRACT –In this article, the matching of engine crankshaft torsional vibration damper was analyzed based on torsional vibration test method, the testing results showed that the maximum attenuation of engine torsional angle was 0.095 °. After optimization,the target value was reached.The single order torsional angle was less than 0.1 °andthe noise level of the engine front end was reduced.These results were verified on test bench, it showed thatthe damperrematchesmakes the whole sound pressure level lower than priorin engine high speeds and satisfies the requirement of the whole machine design.
KEYWORDS-Torsional damper, Optimization,Noise level, Test bench
前言
近几年我国汽车工业迅猛发展，汽车在国内迅速普及的同时，汽车的NVH性能也备受关注，已经成为了汽车性能最重要的评价指标之一。众所周知，曲轴扭转振动是整机激励振源中最重要的因素之一，不仅能够引起轴系和机体的振动，也是发动机轮系侧主要的噪声源。
某四缸机在开发过程中，NVH性能不满足竞品机的目标水平，试验分析表明主要的噪声贡献量来源于发动机轮系侧，为了满足NVH的目标要求，对曲轴扭转减振器进行重新匹配，降低曲轴前端扭转振动幅值。本文主要介绍了匹配不同的扭转减振器轴系扭振特性的试验测试，比较曲轴前端扭转角度的变化，并通过发
动机台架1米噪声试验对匹配后的噪声水平进行验证，最终满足目标要求。 1发动机轮系侧噪声特征
某发动机在开发过程中，NVH性能较差，与竞品机测试结果对比后发现，发动机前端（轮系侧）噪声测试结果曲线在3000rpm~5500rpm间存在“鼓包”，如图1所示，比竞品机同侧噪声总声压值高出4dB(A)左右；进气侧、排气侧、顶部的噪声水平与竞品机噪声水平相当。而四点平均后的声压级比目标值高1.7dB(A)左右，因此样机轮系侧噪声较大应是造成NVH水平不满足目标要求的主要原因。
110100901m声压级dB(A)80706050500100015002000250030003500400045005000550060006500自主前端目标线竞品前端平均声压级转速rpm图1 1m声压级发动机前端噪声对比
为了找出引起发动机轮系侧噪声较大的原因，在发动机半消声室进行摸底测试，找出引起轮系侧噪声大的主要原因。
试验工况：①满负荷工况下从1000rpm匀加速到最高转速；
②满负荷工况下稳态4000rpm、4500rpm、5000rpm；
在上述两种工况下，分别测试正时罩盖的结构振动、曲轴扭转振动、轮系侧的声学照相。
图2 发动机前端声学照相
声学照相结果如图2所示，在发动机前端，主要噪声源处于皮带轮区域，中心频率为1358Hz。
发动机结构振动和扭振测试结果如图3所示，皮带张紧器Y向振动频谱图显示，在
340Hz附近存在明显的共振带，且Y向最大振动加速度达到36g，远远大于附件系统表面振动所设定的目标值要求。
工程实际中要求，曲轴前端扭转振动角位移单阶次的目标值须小于0.1°，总值不能大于0.2°。从样机的扭振测试结果中可以看出，一阶共振频率为340Hz,发动机转速达到5050rpm时，4阶发生共振，扭转角度的最大幅值为0.16°，不满足单阶次扭振目标值。且一阶扭转共振频率与皮带张紧器的共振频率相吻合，曲轴扭转振动激励引起张紧器的振动较大，必须重新匹配曲轴扭转减振器。
图3 发动机结构振动与扭振测试结果
2轴系扭振微分方程
有阻尼强制振动多质量系统中任意质量k处的力系，其运动方程为：
Ik?k?ck?1,k(?k?1??k)?ck,k?1(?k??k?1)?ck?k?kk?1,k(?k-1-?k)?kk,k?1(?k??k?1)（1） ?Mksin(?t??k)???????其矩阵式为
I??C??K??T（2）
???其中，惯量矩阵为对角线
?I1????I???????0I2?Ik0??????（3） ????In??nxn刚度矩阵仍为对称的三线对角带矩阵
?k1,2??k?1,2??k??????0??k1,2k1,2?k2,3?k2,3??kk?1,kkk?1,k?kk,k?1?kk,k?1??kn?2,n?1kn?2,n?1?kn?1,n?kn?1,n????（4） ?????kn?1,n??kn?1,n??nxn0阻尼矩阵为
?c1?c1,2??c?1,2???c???????0??c1,2c1,2?c2?c2,3?c2,3??ck?1,kck?1,k?ck?ck,k?1?ck,k?1?ck,k?1ck,k?1?ck?ck?1,k?2?ck?1,k?2??cn?2,n?1?cn?1,ncn?2,n?1?cn?1?cn?1,n???（5） ????????cn?1,n?cn?1,n?cn??nxn0当扭矩T?0时，计算系统的自由振动，计算结果包括特征值（固有频率）
及特征向量（振型）；当扭矩T?0时，计算系统的强迫振动，计算结果包括扭振振幅、轴段扭矩等。
令干扰力矩
Tk?Mksin(?t??k)?Mcksin?t?Mskcos?t（6） 式中
22Mk?Mck?Msk（7）
?k?arctanMsk（8） Mck则特解为
?k?Aksin(?t??k)?Xksin?t?Ykcos?t（9）
3扭转减振器匹配分析
本文选取固有频率为340Hz、306Hz两款减振器分别进行扭振测试，测试结果如图4所示，在数据处理分析中提取第2、4、6、8阶次，由于2阶受滚振影响较大，滚振属于低频、低转速的问题，轴系滚振时其各节点振幅相等且较大，但不会在系统的轴段上激起扭振应力，所以在评价扭振的时候需要扣除滚振的影响，故重点分析4阶和6阶。由图4（a）可知，更换固有频率为340Hz的减振器后，单阶次最大扭转角度均小于目标值0.1°；4阶在发动机转速5400rpm左右处产生的最大峰值为0.074°，6阶在3700rpm处峰值为0.048°，8阶最大扭转角度为0.023°，发生在2800rpm。单阶次（4阶）最大扭转角度衰减量达到0.086°。 0.160.140.12扭转角度deg0.10.080.060.040.0201000200030004000转速rpm500060002阶4阶6阶8阶 （a）340Hz扭转减振器测试结果