三缸发动机整车怠速振动性能研究
摘 要：研究基于传统四缸、横置前驱架构上更换的三缸发动机车辆在怠速工况下车内振动性能。阐述分析未加装平衡轴三缸发动机的激励及整车传递路径特性，并从整车NVH性能集成角度研究降低怠速工况下车内振动措施。研究结果表明：怠速工况下，三缸机一阶不平衡往复惯性力矩引起的怠速振动可以通过发动机的不同激励策略结合整车灵敏度特性及悬置的阻尼特性来消除；而降低1.5阶主燃烧激励引起的怠速振动，除降低发动机负载需求和通过降低悬置X向动刚度获得更低的Pitch模态频率及更高隔振性能外，还可以通过优化响应点处的模态频率来实现。关键词：振动与波；三缸发动机；怠速振动性能；1阶不平衡力矩；燃烧力矩；悬置设计日益严苛的燃油经济性法规使追求开发轻量化、小型化、高功率的高效动力总成成为必然趋势。各大主机厂商也在市场上不断推出应用小排量三缸汽油发动机车辆，以此显示各自的汽车研发实力及对环境保护所作的贡献。相比传统的直列四缸发动机，三缸发动机存在自身不平衡特性（1阶不平衡往复惯性力矩），具有发动机燃烧力矩大及发动机转速波动大的特点，特别是在缸内直喷、涡轮增压等新技术以及低成本的压力驱动下，使动力总成自身的NVH开发遇到了极大挑战；往往在满足更严苛燃油经济性和追求更高性能的同时，无法很好地兼顾自身的 NVH 性能，这给整车 NVH 开发也带来了极大的挑战，需在整车方面制定更加科学合理的各系统间NVH平衡策略来加以解决。对中国客户而言，大部分驾驶员偏好于低发动机转速及低车速工况下行驶。特别是近几年因汽车保有量爆炸式增长，交通日益拥堵，怠速及发动机低转速、低车速工况下的振动噪声性能显得尤为重要。而主机厂为应对市场需求，希望快速占领三缸机的市场份额，往往在上一代如四缸机车身架构的基础上，直接更换为三缸发动机动力总成，这也必然给整车NVH开发带来了巨大挑战。针对动力总成、悬置以及车身等各自零部件自身的NVH策略及优化方法研究已有大量的研究 [1–5]，但鲜有将这些零部件进行系统集成并从整车NVH性能集成的角度开展的研究。为此，将研究无平衡轴三缸发动机的激励源特性，并有针对性地从整车性能集成的角度探讨相应地NVH措施，从而为现有架构上更换三缸机的整车NVH开发提供一些指导意见。NVH的研究方法总是遵循源、传递路径到响应点的原则。对顾客而言，怠速工况的振动性能，主要指的是与其身体有接触的方向盘及座椅导轨处的振动水平。因所研究的对象都是基于整车坐标系，在讨论激励源的特性之前，对其定义如下：以驾驶员位置为参考，车头水平指向车尾为正X方向，水平从左指向右为正Y方向，车底垂直指向车顶为正Z方向，Pitch方向为绕Y轴转动，Roll方向为绕X轴转动，而Yaw方向则定义为绕Z轴转动。发动机运行时是将汽油燃烧产生的化学能通过曲柄连杆机构将活塞的往复运动转变为绕曲轴的旋转运动。因而，发动机运行时其主要激励为除燃烧产生的扭矩波动外，还存在着自身机械部分产生的不平衡激励。下文将分别针对这两种不同激励特性来探讨相对应的减振措施。根据直列三缸发动机的结构特性 [6]，各曲轴间隔 120 度，因而沿各汽缸方向运动的往复质量系统惯性力之和自平衡；而一号缸和三号缸往复系惯性力产生的以第二缸中心为参考点的力矩之和不平衡；相比其他阶次，1阶不平衡往复惯性力矩能量占主导，这是研究讨论的重点。而旋转质量系统产生的旋转惯性力和力矩的不平衡往往通过增加曲轴平衡块来加以消除，已有大量文献发表，这里不作进一步的阐述。研究的对象为在原有横置前驱的整车架构上更换三缸发动机。因三缸发动机在运行时其1阶往复惯性力矩是不平衡的，在整车坐标下的运动就表现为绕 X 轴运转的 100 % Roll 运动，称之为 A 不平衡策略。1阶不平衡力矩激励的大小为式中∑MoI 为三个汽缸 1 阶往复惯性力矩之和，单ω 为曲柄连杆机构旋转角速度，单位 rad /s ；上式表明，影响动力总成 1 阶不平衡力矩的主要因素为发动机的物理结构参数及其运行转速。当发动机硬件完成设计后，其激励大小也就确定，只能通过调整转速来改变激励的大小。虽然激励的大小不能改变，但通过过量平衡法则可以改变激励方向,其实质是将总激励能量方向进行转移，转移能量的比例取决于过量质量的选取大小 [6，7]。即通过理论计算，在曲轴两端增加一定的过量质量，根据力的正交原理，此过量质量在旋转离心力的作用下，一部分分解为垂直方向的分力，用于平衡往复惯性力产生的不平衡力矩；另一部分则分解为大小相等的水平方向分力，从而产生绕Z轴的Yaw激励。当不断增加过量质量时,发动机的100 % Roll 1阶不平衡力矩激励将转变为50 % Roll和50 % Yaw激励，称之为B不平衡策略。此时若再增加单根平衡轴,利用其产生大小相等方向相反的力矩与之抵消，这便是三缸发动机常用的平衡方式。当过量质量增加达到一定程度时，就能完全抵消 100 % Roll 方向的 1 阶不平衡力矩，进而转变为100 % Yaw激励，称之为C不平衡策略。在实际应用中，实现力矩的转移有多种方式，往往根据实现难易程度，选择仅在曲轴上或者在其两端的飞轮及轮系上增加过量质量。表 1 对三种不同策略进行了罗列。传统的橡胶悬置因有良好的隔振性能在汽车上得以广泛应用。从NVH开发角度考虑，悬置的设计开发往往更加关注动力总成的刚体模态频率分布及解耦率，而模态频率分布又受整车模态、排气系统模态、悬架模态及人体的生理主观感受等约束。因此，动力总成的 6 个缸体模态通常分布在 7 Hz～15 Hz之间 [8]。考虑到顾客的怠速转速期望及油耗等因素，怠速转速值设定一般不会太高。以现有三缸机常见怠速转速860 r/min为例，其1阶不平衡激励频率约为14.3 Hz。根据机械振动隔振原理 [9]，以单自由度系统的力传递率为例，见图1。只有当频率比（激励频率与系统固有频率之比）大于1.414倍时，系统才处于隔振区域。图中ζ为系统的阻尼比，ω为激励力频率，ωn 为系统的固有频率，F0为激励力幅值，FT为传递力幅值。根据以上分析，动力总成的 1 阶激励频率与动力总成的刚体模态频率之比恰恰小于1.414倍，正处于系统的放大区域。从图中可以看出，在放大区域，只能适当增大悬置系统的阻尼来增大动力总成系统的阻尼比，从而抑制系统的共振响应幅值。然而，当系统的阻尼比过大时又影响悬置在发动机高转速运行工况下的隔振性能。因而，悬置阻尼选择是一个相互平衡的过程。通常整车纵梁为方形结构，并在一号梁处搭接，使整个前端易形成悬臂梁结构。显然地，根据力学分析,在动力总成悬置安装点处Z向单位力激励下，方向盘和座椅处响应会远大于悬置安装点X方向的单位激励力响应，即通常整车在X方向的灵敏度会低于在Z方向的灵敏度。为此，对某车型座椅 Z 向的振动响应作了灵敏度测试，结果如图2所示，其中Y轴的刻度单位为10dB。图中可以看出在怠速转速 14.3 Hz的频率范围内，对主驾Z向座椅振动，整车X向灵敏度远远低于Z方向灵敏度约10 dB。因仅在原有架构基础进行动力总成更换，整车怠速1阶响应的优化思路则是如何将动力总成的激励特性匹配整车灵敏度，并利用悬置系统的阻尼特性来降低共振区的响应。基于上文分析，怠速激励频率下，整车在 X 方向的灵敏度远低于 Z 向的灵敏度，可以容易地推断出将动力总成Roll方向的激励转化为 Yaw 向的激励对整车 1 阶响应会有极大改善。实车测试也验证了相应的推断，B策略车辆1阶响应优于A策略车辆，振动响应降低约60 %；C策略车辆 1 阶响应优于 B 策略车辆，振动响应降低约86 %；相比无阻尼系统，增大系统的阻尼比座椅Z向1阶响应降低约50 %。发动机运行时，各汽缸相继发火推动曲轴旋转产生扭矩，各缸扭矩相互叠加并不断对外输出恒定扭矩克服各种负载。根据内燃机燃烧特性，燃烧扭矩波动存在谐频特性，三缸机的主激励为1.5阶，方向为绕曲轴方向旋转，即整车坐标系的Pitch。在整车怠速工况下，这些负载除自身的摩擦运转阻力，还包括对外做功，即克服外界负载；其往往包括怠速储备扭矩、变速箱、空调压缩机、发电机及其他整车用电设备如ECM、TCM和日间行车灯等正常运行所需要的能量。因而，当发动机硬件设计冻结后，怠速工况下1.5阶燃烧主激励可通过降低上文提到的外界负载来降低。怠速工况下，相比动力总成 1 阶不平衡力矩激励频率，1.5阶燃烧主激励频率会更高。因而，根据图 1 所示的机械系统的隔振原理，悬置的研究重心就可简化为如何使系统处在隔振区域，使发动机的Pitch燃烧主激励频率远离动力总成系统的Pitch刚体模态频率。根据图 1 所示，若将动力总成系统放置在隔振区域，那激励频率至少大于系统固有频率的 1.414倍。以怠速转速860 r/min为例，其1.5阶Pitch方向的激励频率约为21.5 Hz，那动力总成系统的Pitch方向刚体模态频率至少要小于约15.21 Hz。根据悬置系统振动模型分析研究，要降低动力总成系统的Pitch方向模态频率，需要极大降低整套悬置系统的刚度，特别是X方向的动刚度。而对于传统的橡胶悬置而言，圆锥形结构比梯形结构更容易实现X方向的低刚度。实车测试表明将悬置系统整体X方向动刚度降低后，动力总成系统刚体模态Pitch方向模态频率随之降低，同时整车方向盘响应（单方向最大值）也相应降低约44 %。根据上文分析，降低燃烧激励响应，除减低负载和降低系统Pitch模态频率外，整车结构对应措施就集中在如何降低响应点处的响应。根据模态规划，通过优化改变响应点结构如使座椅及方向盘的模态频率远离激励频率。图3表明，在怠速转速工况下，将方向盘的模态频率从30 Hz提高到37.5 Hz后，方向盘 1.5 阶响应大幅下降约 50 %。需要说明的是，图中显示方向盘的 3 阶响应有所增加，但考虑到人手对振动频率的敏感程度，3阶振动响应可以不予考虑。图中Y轴刻度为0.05 。从整车NVH性能集成的角度，对在原四缸机、横置前驱架构基础上更换成无平衡三缸发动机的怠速振动性能进行了研究。分析了三缸机激励的特殊性（除存在着1.5阶的燃烧主激励外，还存在着机械部分的1阶不平衡力矩激励），并分别从源、传递路径及响应点进行了减振措施的探讨和研究。结果表明，在整车怠速工况下：(1) 动力总成的 1 阶不平衡力矩可以通过过量平衡法将其激励进行方向转移，并配合整车架构的灵敏度加以克服，C不平衡策略优于B策略，B策略优于 A 策略。同时,通过增加悬置的阻尼来增加系统的阻尼比也可降低1阶的激励响应。(2) 对于动力总成的1.5阶主燃烧激励，除通过降低发动机的负载来降低源的激励外，传递路径可以通过悬置X向低刚度来获得更好的隔振性能及更低的动力总成Pitch刚体模态频率，而响应点处则可以通过优化模态频率使其远离激励频率来减少振动响应。文中虽研究了中国客户重点关注的怠速工况下如何降低整车振动措施，并取得了一定的效果，为下一步三缸机整车应用NVH开发工作奠定了基础，但因时间及资源限制，对怠速工况下取得的研究成果是否适用于整车其他运行工况并未作进一步的验证；动力总成的布置位置以及动力总成其他刚体模态频率分布和解耦率的权重对怠速振动影响也未深入研究，这些都是今后工作的重点。作者:朱廉洁, 刘晓伟, 孙跃辉, 张步超，王伟东，罗 淼作者单位:（ 泛亚汽车技术中心有限公司 前期车辆开发及整车集成部，上海 201201 ） 著作权归作者所有，欢迎分享，未经许可，不得转载
首次发布时间：2023-10-22
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