基于整机噪声的发动机曲轴扭转减振器的匹配分析

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 theEngineNoise PerformanceJunda Ma1, Xiaorui Lu1, Hui Wang1Brilliance AutoR&D Center, ChinaABSTRACT –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。

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：k 1k k k 11,,11,-1,11()()(-)()sin()k k k k k k k k k k k k k k k k k k I c c c k k M t ϕϕϕϕϕϕϕϕϕϕωψ⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅-+-+-++--+-+-+-=+（1） 其矩阵式为I C K T φφφ⋅⋅⋅++=（2）其中，惯量矩阵为对角线1200kn nxnI I I I I ⎧⎫⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪=⎨⎬⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎩⎭（3） 刚度矩阵仍为对称的三线对角带矩阵1,21,21,21,22,32,31,1,,1,12,12,11,1,1,1,00k kk k k k k k n n n n n nn n n nn n nxnk k k k k k k k k k k k k k k k k --++---------⎧⎫⎪⎪-+-⎪⎪⎪⎪⎪⎪-+-=⎨⎬⎪⎪⎪⎪-+-⎪⎪⎪⎪--⎩⎭（4） 阻尼矩阵为11,21,21,21,222,32,31,1,,1,1,1,11,21,22,12,n 11n 1,nn 1,n 1,1,00k kk k k k k k k k k k k k k k k k n n n n n nn n n nxnc c c c c c c c c c c c c c c c c c c c c c c c c c c --++++++++---------+-⎧⎫⎪⎪-++-⎪⎪⎪⎪⎪⎪-++-⎪⎪=⎨⎬-++-⎪⎪⎪⎪⎪⎪-++-⎪⎪⎪⎪-+⎩⎭ （5） 当扭矩0T =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0T ≠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sin(t )sin cos t k k k ck sk T M M t M ωεωω=+=+（6） 式中k M =7）arctanskk ckM M ε=（8）则特解为sin(t )sin cos k k k k k A X t Y t ϕωϕωω=+=+（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（a ）340Hz 扭转减振器测试结果（b）306Hz扭转减振器扭振测试结果图4 重新匹配后的扭转减振器测试结果由图4（b）可知，更换固有频率为306Hz的扭转减振器后，在5000rpm左右4阶最大扭转角度为0.065°， 6阶最大扭转角度发生在4900rpm时493Hz 的共振带上，为0.041°，8阶最大扭转角度在2800rpm时也衰减到0.12°。

通过扭振测试结果分析可知，固有频率为306Hz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，但与固有频率为365Hz的扭转减振器相比其扭振衰减量增加0.009°，虽然存在333Hz、490Hz 两处峰值，但扭振衰减效果更加明显。

41m噪声验证曲线按照上述分析结果，选取固有频率为306Hz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米噪声测试。

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2.5dB(A)。

由于4点1m噪声中发动机前端的贡献量明显减小，四点平均声压级与优化前相比降低了1.9dB(A)，而且略低于目标线0.2dB(A)，满足发动机整机噪声目标要求。

图5 优化后1m噪声对比6结论本文论述了某样机在开发过程中，通过发动机台架测试找出引起与目标值差异较大的主要噪声源，经过摸底测试，如声学照相等相关试验方法得知噪声贡献量较大的主要位置在曲轴皮带轮处，通过扭振测试发现现有的减振皮带轮不能满足扭转减振的目标要求，对扭转减振器重新进行匹配，选取合适的固有频率，降低曲轴的扭转振动，最终降低了整机的噪声水平，满足NVH性能要求。

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