基于整机噪声的发动机曲轴扭转减振器匹配.pdf

2016(4)
汽车工程师
技术聚焦
Design-innovation
基于整机噪声的媺动机曲轴
扭转振器匹配
马俊然卢小锐晖
(伴是汽车程研究院
摘要:某4缸发动机在开发过程中,发现整机噪声比竞品机高,通过分析得知,主要是由发动机轮系侧噪声大引起的。为
了满足NVH的目标要求,采用对这发动机曲轴扭转减振器进行重新匹配,来降低发动机扭转波动。结果显示,重新匹配
减振器后,发动机前端的担转角度最大衰减量为0.095°,满足了单阶次担转角度小于0.1°的目标要求,同时降低了发动机
轮系側噪声。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迷エ况下降低2,.8dB(A),满足整
机设计的目标要求。也为今后新机型的开发工作起到了借鉴作用。
关键词:发动机;扭转减振器;激励力矩;曲轴系统
Matching of Engine Crankshaft Torsional Damper Based on Engine Noise
Abstract: It is found that the engine noise is much higher than the competing engine in the development of a four-cylinder
engine, which is caused by the side noise of the engine crankshaft through the analysis. The crankshaft torsional damper is re-
matched to achieve the target of N H, reduce the torsional vibration of the engine. The results show that the maximum
attenuation of engine torsional angle is 0.095 in the ront of engine after the torsional damper is re-matched, achieving the
goal that the torsional angle is less than 0.1, at the same time reducing the side noise of the engine crankshaft. The soun
pressure level of the engine for the re-matched torsional damper is reduced 2.8 db (A)in the high speed through the eng
tand test. It will provide the guideline for the future new model engine development
Key words: Engine; Torsional damper; Exciting torque; Crankshaft
随着我国汽车工业的迅猛发展,汽车的NVH性能噪声水平与竞品机噪声水平相当,但发动机前端却比
已经成为汽车性能最重要的评价指标之一。曲轴扭转竞品机前端噪声总声压值高出4dB(A)左右,致使4点
振动是整机激励振源中最重要的因素之一,不仅能够平均声压级比目标值高1.7dB(A)左右,其可能是造成
引起轴系和机体的振动,也是发动机轮系侧主要的噪NVH水平不满足目标要求的主要原因。
声源。文章以某4缸发动机为例,主要介绍了该发动机
l10
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1m二
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
自主前端
竞品前端
某发动机在开发过程中,NVH性能较差,进行1m
目标线
一平均声压级
噪声试验(4点法)摸底后与竞品机测试结果对比发现,
500150025003500450055006500
发动机前端噪声测试结果曲线在3000-5500r/min之
转速/(r/min)
间存在“鼓包”,如图1所示。进气側、排气侧及顶部的
图1发动机前端1m声压级噪声测试曲线对比图
万方数括
技术聚焦
车工程师
2016年4月
设计·创新
为了找出引起发动机轮系侧噪声较大的原因,在
6000
发动机半消声室进行摸底测试,试验工况:1)满负荷工
4阶
况下从1000r/min匀加速到最高转速;2)满负荷工况
5000
下稳态40004500,5000rmin。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。
3000
声学照相结果,如图2所示。在满负荷4000min
2000
稳态工况下,发动机前端主要噪声源处于皮带轮区域,
340Hz
中心频率为1358Hz。试验过程中发现4000r/min以上
100300500700900
频率Hz
转速均存在同样的现象,这说明在满负荷工况下,随转
曲轴扭振图
速的升高发动机前端的噪声源主要以皮带轮区域为主。
图3发动机振动测试图
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。
lkpa-c(qpH-gP,)+ce(q-q+)+ce
k-1(A- -Pr)+wm( -Pm)=Msin(a+H)(1)
式中:一节点k的转动惯量,kg·m:;
c,ck,Ck-节点a,k与+1之间,k-1与k
之间的阻尼,N?ms/rad
图2满负荷4000r/min的发动机前端声学照相图
kh,ka-节点ん与ん+1之间,k-1与ん之间
发动机结构振动测试结果,如图3a所示,从图3a的刚度,N?msad;
可以看出,在340Hz附近存在明显的共振带,且Y向
P2,49A1,9」一节点ん,k+1,k-1的扭转角度,();
最大振动加速度远远大于附件系统表面振动所设定的
0一角速度,rads
目标值要求。
、一角相位,rad;
工程实际中要求,曲轴前端扭转振动角位移单阶
一时域,s;
次的目标值须小于0.1°,总值不能大于0.2°。从图3b
M一力矩,N?m
可以看出,340比处存在明显的共振现象,当发动机转式(1)的矩阵表达式,如式(2)所示。
速达到5050rmin时,4阶在共振频率的扭转角度幅
I o+C o+K o
值增大,最大幅值达到0.16°不满足单阶次扭振目标式中:转动惯量矩阵;
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
C阻尼矩阵;
K刚度矩阵;
器的振动大幅度增大,为了避免张紧器共振现象的发
T一激振力矩阵;
生需要对扭转减震器进行重新匹配。
中一角位移向量。
5700
当7=0时,计算系统的自由振动,计算结果包括特
5000
征值(固有频率)及特征向量(振型);当7≠0时,计算
4500
系统的强迫振动,计算结果包括扭振振幅和轴段扭矩
4000
35