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)動機(jī)在運(yùn)行中曲軸會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)會產(chǎn)生受迫扭振振動。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)力都會出現(xiàn)峰值。在發(fā)動機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)過程中，如果曲軸扭振振幅過大，就會引起曲軸疲勞，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)動機(jī)曲軸系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動，并向附件驅(qū)動皮帶傳遞曲軸扭矩。

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，通過吸收振動能量和將共振頻率移出發(fā)動機(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)振動振幅，并使共振轉(zhuǎn)速遠(yuǎn)離發(fā)動機(jī)的常用轉(zhuǎn)速范圍。

隨著對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)，并將其作為評價(jià)整車性能的重要指標(biāo)之一。發(fā)動機(jī)曲軸減振器所解決的扭轉(zhuǎn)振動是發(fā)動機(jī)噪聲的激勵源之一，它可以引起發(fā)動機(jī)曲軸軸系和機(jī)體的振動，同時(shí)也是發(fā)動機(jī)附件系統(tǒng)的激勵源。本文以某整車發(fā)動機(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對于附件系統(tǒng)張緊器振動的影響。同時(shí)，基于模擬分析，測試評估了改制曲軸減振器樣件對改善異響的效果。

1 問題描述

1.1 發(fā)動機(jī)測試

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

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

表1 發(fā)動機(jī)異響測試內(nèi)容和結(jié)論

測試分析過程如圖1所示。由測試分析過程可知，發(fā)動機(jī)結(jié)構(gòu)振動不是由張緊器異響激勵，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相近，由此可以判斷，降低曲軸減振器外圈角加速度幅值對改善張緊器異響有影響。

圖1 發(fā)動機(jī)異響測試分析過程

2 扭振對異響激勵的影響

在試驗(yàn)測試基礎(chǔ)上，本文采用多體動力學(xué)方法計(jì)算并分析了曲軸減振器角加速度對扭振的影響。依據(jù)該整車所搭載發(fā)動機(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于穩(wěn)速邊界的單諧次扭振幅值。對于4缸發(fā)動機(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

對發(fā)動機(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)對比如圖3所示。

圖3 仿真角加速度

仿真測試得到的外圈角加速度和張緊器振動對比如圖4所示。通過對比可知，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較大的頻率范圍相對應(yīng)，頻率集中在220～550 Hz附近；相對于曲軸減振器內(nèi)圈，從6階次開始，外圈高階次角加速度頻率變化較大。對于4行程4缸發(fā)動機(jī)，發(fā)動機(jī)扭振階次的計(jì)算公式為：

(1)

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

發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為1 700～2 900 r/min時(shí)，測試振動頻率集中在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對比

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)動慣量。除了原方案外，設(shè)計(jì)了3個不同的外圈轉(zhuǎn)動慣量優(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)動慣量至4 000 kg·mm，可明顯降低外圈激勵。為了驗(yàn)證仿真計(jì)算結(jié)果，試制了外圈轉(zhuǎn)動慣量為4 000 kg·mm、測量頻率為300 Hz的樣件，并與原曲軸減振器進(jìn)行了測試比較，樣件參數(shù)對比見表3。

表3 樣件參數(shù)對比

不改變臺架發(fā)動機(jī)其他參數(shù)及零部件，在更換曲軸減振器后，內(nèi)圈扭振測試及外圈加速度測試結(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)動慣量下的測試角位移

圖7 不同外圈慣量的測試角加速度

圖8 張緊器振動對比

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附件系統(tǒng)張緊器的影響，在臺架試驗(yàn)中布置了張緊器振動傳感器，測量結(jié)果如圖8所示。

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

5 結(jié)論

本文針對某整車發(fā)動機(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振動的影響，增大曲軸減振器外圈轉(zhuǎn)動慣量對外圈振動激勵的影響?；诜抡娣治?，通過測試改制樣件對改善異響的效果進(jìn)行了評估。通過樣件測試與主觀評價(jià)，得出如下結(jié)論。

(1) 增大曲軸減振器轉(zhuǎn)動慣量，可以有效降低外圈激勵，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)會發(fā)生移動。

(3) 測試比較外圈轉(zhuǎn)動慣量為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，降幅約等于試驗(yàn)實(shí)測的外圈角加速度。