基于整机噪声的发动机曲轴扭转减振器匹配

马俊达 卢小锐 王晖

（华晨汽车工程研究院）

随着我国汽车工业的迅猛发展，汽车的NVH性能已经成为汽车性能最重要的评价指标之一。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。文章以某4缸发动机为例，主要介绍了该发动机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 m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]。

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，进行1 m噪声试验（4点法）摸底后与竞品机测试结果对比发现，发动机前端噪声测试结果曲线在3 000～5 500 r/min之间存在“鼓包”，如图1所示。进气侧、排气侧及顶部的噪声水平与竞品机噪声水平相当，但发动机前端却比竞品机前端噪声总声压值高出4 dB（A）左右，致使4点平均声压级比目标值高1.7 dB（A）左右，其可能是造成NVH水平不满足目标要求的主要原因。

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，试验工况：1）满负荷工况下从1 000 r/min匀加速到最高转速；2）满负荷工况下稳态4 000，4 500，5 000 r/min。在上述2种工况下，分别测试正时罩盖的结构振动、曲轴扭转振动及轮系侧的声学照相。

声学照相结果，如图2所示。在满负荷4 000 r/min稳态工况下，发动机前端主要噪声源处于皮带轮区域，中心频率为1 358 Hz。试验过程中发现4 000 r/min以上转速均存在同样的现象，这说明在满负荷工况下，随转速的升高发动机前端的噪声源主要以皮带轮区域为主。

发动机结构振动测试结果，如图3a所示，从图3a可以看出，在340 Hz附近存在明显的共振带，且Y向最大振动加速度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°。从图3b可以看出，340 Hz处存在明显的共振现象,当发动机转速达到5 050 r/min时，4阶在共振频率的扭转角度幅值增大，最大幅值达到0.16°不满足单阶次扭振目标值。该扭转减振器共振频率与皮带张紧器的共振频率相近，当发动机工作时曲轴扭转振动激励会引起张紧器的振动大幅度增大，为了避免张紧器共振现象的发生需要对扭转减震器进行重新匹配。

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处的力系运动方程，如式（1）所示。

式中：Ik——节点k的转动惯量，kg·m2；

ck，ck,k+1，ck-1,k——节点k，k与k+1之间，k-1与k之间的阻尼，N·ms/rad；

kk,k+1，kk-1,k——节点k与k+1之间，k-1与k之间的刚度，N·ms/rad；

φk，φk+1，φk-1——节点k，k+1，k-1的扭转角度，（°）；

ω——角速度，rad/s；

ψk——角相位，rad；

t——时域，s；

Mk——力矩，N·m。

式（1）的矩阵表达式，如式（2）所示。

式中：I——转动惯量矩阵；

C——阻尼矩阵；

K——刚度矩阵；

T——激振力矩阵；

φ——角位移向量。

当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T≠0时，计算系统的强迫振动，计算结果包括扭振振幅和轴段扭矩等[2]。I，K，C 的表达式，如式（3）～（5）所示，其中 I为对角线矩阵，K为对称的三线对角带矩阵。

3 扭转减振器匹配分析

选取固有频率为340，306 Hz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[3]。

由图4a可知，更换固有频率为340 Hz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5 400 r/min左右处产生的最大峰值为0.074°；6 阶在 3 700 r/min 处峰值为 0.048°；8 阶在2 800 r/min处产生的最大扭转角度为0.023°。与原状态相比单阶次最大扭转角度衰减量达到0.086°。

由图4b可知，更换固有频率为306 Hz的扭转减振器后，在5 000 r/min左右4阶最大扭转角为0.065°；6阶最大扭转角为0.041°，发生在4 900 r/min时493 Hz的共振带上；8阶最大扭转角在2 800 r/min时也衰减到 0.012°。

综上，固有频率为306 Hz的扭转减振器同样满足最大扭转角度总值小于0.2°，单阶次小于0.1°的目标要求，与固有频率为340 Hz的扭转减振器相比其单阶次扭振衰减量增大了0.009°，在工程应用中其扭振衰减效果更加明显[4]。

4 1 m噪声验证曲线

按照上述分析结果，选取固有频率为306 Hz的扭转减振器作为重新匹配后的新减振器安装在曲轴前端，并进行发动机台架1 m噪声测试。

测试结果，如图5所示，发动机前端噪声水平明显降低，较优化前降低大约2.5 dB（A）。由于4点1 m噪声中发动机前端的贡献量明显减小，4点平均声压级与优化前相比降低了1.9 dB（A），而且略低于目标线0.2 dB（A），满足发动机整机噪声目标要求。

5 结论

通过发动机台架试验找出了引起噪声与目标值差异较大的主要噪声源位置，并经过优化验证满足NVH性能要求。从试验过程可以看出：1）通过发动机曲轴扭振试验的验证，发现扭转减振器匹配不仅要满足曲轴系的设计要求，更要兼顾扭转振动对整机噪声所带来的影响；2）鉴于发动机轮系侧的结构特点，声学照相是对轮系进行噪声源定位的有效方法，有效避免了加速度传感器和传声器测试过程受皮带干扰的影响；3）在曲轴扭振数据分析过程中，首先要识别发动机低转速的滚振影响，其次要选取有效的阶次分别与目标进行对比，一般 4 缸机的阶次选择以 2，4，6，8，10 偶数阶次为主，半阶次为辅；4）对于发动机而言，曲轴扭转减振器的匹配主要关注了发动机自由端，但缺乏对发动机动力输出端的目标考核，其动力输出端的扭转振动对汽车传动系存在很大影响，应予以关注。