發(fā)動機雙平衡軸系統(tǒng)設計分析

李鳳琴， 鄭光澤， 艾曉玉

(1. 重慶長安汽車股份有限公司動力研究院，重慶 401120；2. 汽車噪聲振動和安全技術國家重點實驗室，重慶 401120 3. 重慶理工大學，汽車零部件先進制造技術教育部重點實驗室，重慶 400054)

發(fā)動機的NVH(Noise, Vibration and Harshness)性能很大程度上決定了汽車的NVH性能，隨著發(fā)動機向高速、輕型、大功率方向發(fā)展，其振動噪聲問題日趨嚴重，發(fā)動機的振動和噪聲水平己成為發(fā)動機綜合性能的重要考評指標之一[1]。直列四缸發(fā)動機的1階往復慣性力、1階往復慣性力矩和2階往復慣性力矩能自平衡，而2階往復慣性力及由活塞拍擊力[2-3]及主軸承反力所構成的力偶產生的傾覆力矩無法自平衡，是發(fā)動機振動和噪聲的重要激勵源之一[4-5]。

近年來，國內外新開發(fā)的直列四缸發(fā)動機大多采用安裝平衡軸的方法來消除或消減2階往復慣性力和傾覆力矩的激振作用，降低發(fā)動機整機的振動響應。劉運蘭等[6]分析了低質量平衡軸的設計原則以及結構參數(shù)和安裝對平衡軸系統(tǒng)誤差的影響，張保成等[7]提出了“粗-細雙軸”平衡的新概念，在平衡2階往復慣性力的基礎上，部分抵消了傾覆力矩，樊文欣等[8]重點研究了平衡軸安裝位置，初始安裝角對傾覆力矩平衡優(yōu)化的影響，王珊等[9]比較分析了單平衡軸的不同設計方案對2階往復慣性力及傾覆力矩的平衡效果。陳丹[10]、羅福強[11]等通過試驗驗證了平衡軸系統(tǒng)對發(fā)動機振動的減振效果。同時，平衡軸齒輪的嚙合沖擊影響發(fā)動機NVH性能帶，陳禮煥等[12]應用多體動力學方法，對某發(fā)動機進行動力學分析，評價了不同曲軸齒輪位置對曲軸的轉速不均勻率以及不同齒輪輪齒參數(shù)對嚙合力的影響。楊陳等[13]利用AVL Excite Designer和Excite Timing Drive建立了平衡軸系統(tǒng)仿真分析模型，研究了外部激勵和內部激勵對嚙合力的影響并優(yōu)化了相關參數(shù)。Alexandre等[14]研究了直列四缸機平衡軸設計原理，給出了平衡軸軸承、驅動系統(tǒng)、罩殼等主要零部件的設計矩陣，為平衡軸系統(tǒng)設計提供決策依據(jù)。Hubmann等[15]分析了不同曲軸偏置的2缸發(fā)動機平衡軸的設計、仿真分析和試驗方法，設計結果得到試驗驗證。

上述研究基本上著眼于發(fā)動機平衡軸的平衡效果、平衡軸齒輪嚙合力的分析，以及試驗研究平衡軸發(fā)動機振動噪聲的影響，對于采用平衡軸系統(tǒng)對發(fā)動機NVH性能和車內噪聲的影響還未深入論述。本文基于重慶長安汽車公司的某直列四缸發(fā)動機的雙平衡軸系統(tǒng)設計方案，利用AVL Excite PU建立發(fā)動機多體動力學仿真分析模型，從平衡軸齒輪嚙合力出發(fā)，系統(tǒng)討論平衡軸系統(tǒng)對曲軸轉速波動、主軸承反力、油底殼振動響應以及懸置振動響應的影響。采用傳遞路徑分析方法(TPA)，研究懸置振動對車內噪聲的貢獻，預測平衡軸對車內2階轟鳴噪聲的影響。

1 雙平衡軸系統(tǒng)

雙平衡軸系統(tǒng)實質是一對裝有偏心質量并以曲軸2倍轉速旋轉的軸，利用偏心質量產生的反向旋轉慣性力來平衡四缸發(fā)動機2階往復慣性力。假設活塞—連桿系統(tǒng)的往復運動質量mj，曲軸曲柄半徑R，曲柄連桿比λ，曲軸以恒定的角速度ω作勻速轉動，在任意曲軸角度α=ωt，直列四缸發(fā)動機的2階往復慣性力PⅡ由如下公式計算可得：

PⅡ=4mjRω2λcos2α

(1)

圖1 平衡軸機構及布置示意圖

雙平衡軸系統(tǒng)如圖1所示，由于扇形平衡重的質量要比偏心圓平衡重輕[16]，因此，本文采用扇形平衡重。平衡軸的偏心質量m和偏心半徑r滿足如下關系式:

mr=2mjRλ

(2)

兩根平衡軸安裝在曲軸下方，與曲軸平行且與氣缸中心線等距, 平衡軸上下偏置產生的附加力矩可部分平衡傾覆力矩。曲軸上的傳動齒圈熱套在第二曲柄臂上，曲軸通過斜齒輪驅動排氣側平衡軸，排氣側平衡軸齒輪直接驅動進氣側齒輪，齒輪參數(shù)如表1所示。平衡軸單元的螺栓緊固平面為缸體裙部與機油盤連接的法蘭面。壓鑄鋁合金平衡軸殼體設計為上下兩部分，通過螺栓連接。

表1 曲軸齒輪及平衡軸齒輪參數(shù)

2 動力總成多體動力學分析

動力總成的有限元模型如圖2所示，坐標系原點為曲軸第三主軸頸中心，沿曲軸由前端輪系指向飛輪為X軸，沿缸心線由油底殼指向缸蓋罩為Z軸，由進氣側指向排氣側為Y軸。動力總成有限元模型包括動力總成所有重要、關注零部件，變速器內部輪系和傳動軸分別采用集中質量單元MASS和BAR單元模擬，部分小尺寸及非關注零部件簡化為質量點，附加質量和轉動慣量，零部件之間的螺栓連接采用RBE2和BAR單元模擬。有限元模型單元總數(shù)50.75萬，節(jié)點總數(shù)94.86萬。

基于AVL Excite PU建立如圖3所示的動力總成多體動力學模型，曲軸與缸體的主軸承連接采用NONL單元、第四主軸承座的止推軸承采用AXBE單元，曲軸與連桿大頭的滑動軸承連接采用REVO單元、發(fā)動機本體與整車底盤間的懸置連接采用SLS單元、平衡軸齒輪嚙合采用GGEA單元，平衡軸軸承采用NONL單元和AXBE單元，輸入軸與變速器之間的連接采用REVO單元。忽略正時機構激勵、變速器激勵等的影響，采用GUID單元模擬活塞與缸套之間的相互作用，忽略活塞拍擊力的影響，分析動力總成在缸內燃氣壓力、進排氣凸輪軸系激勵(氣門落座力、氣門彈簧力、凸輪軸軸承作用力)等外部載荷的作用下的振動響應。

圖2 動力總成有限元模型

圖3 多體動力學模型

3 平衡軸對動力總成振動響應的影響

作用于動力總成的燃氣壓力如圖4所示，其中，1 000 r/min、5 500 r/min轉速下的最大缸內壓力分別為60.1 MPa、91.2 MPa。文中考慮了氣門落座力、氣門彈簧力和凸輪軸承力等作用力的影響，5 500 r/min轉速下作用于動力總成的進氣凸輪軸第14氣門落座力(ValveForce14)、氣門彈簧力(Valvespring14)和第1軸承力(Cambearing1)的Y、Z向激勵如圖5所示，分析了全負荷工況下800 r/min～6 000 r/min轉速的動力總成振動響應。

曲軸齒輪驅動平衡軸齒輪旋轉，轉速為1 000 r/min以及5 500 r/min工況下曲軸齒輪與平衡軸齒輪嚙合力如圖6所示。由于采用斜齒輪傳動，在輪齒驅動側(Flank2)受力前，背隙側(Flank1)先受力，在兩個工況下平衡軸齒輪驅動側與背隙側嚙合力的最大值基本相當。隨著轉速的增加，由于輪齒相對運動速度增大，齒輪嚙合沖擊力也隨之增大，5 500 r/min工況下最大嚙合力大約為1 000 r/min工況最大嚙合力的10倍。

圖4 燃氣壓力示意圖

圖5 凸輪軸激勵力

圖6 平衡軸齒輪嚙合力

安裝平衡軸后曲軸的轉速如圖7所示，相比較于未安裝平衡軸情況，由于平衡軸轉動慣量(0.369 6 T.mm2)相對整個曲軸系轉動慣量(227.68 T.mm2)很小，且平衡軸齒輪嚙合力較低，平衡軸對于低轉速(1 000 r/min)工況下的轉速的影響幾乎可以忽略；在高轉速(5 500 r/min)工況，雖然曲軸轉速總體趨勢上并未出現(xiàn)改變，但由于平衡軸系統(tǒng)通過齒輪副對曲軸扭轉振動的約束作用，曲軸轉速最大波動幅度由大約44 r/min下降到37 r/min。降低曲軸轉速波動有助于改善變速器齒輪敲擊及附件振動響應，提升發(fā)動機振動噪聲性能。

圖7 曲軸轉速波動

圖8 第2主軸承Y、Z向反力

平衡軸齒輪嚙合力通過曲軸主軸承向缸體傳遞，采用如圖8所示的第2主軸承的Y、Z向反力以及如圖9所示的止推軸承(第四主軸頸)的X方向反力變化情況來評估平衡軸斜齒輪嚙合力對缸體的振動的影響。由于燃氣壓力和慣性力的主導作用，在轉速1 000 r/min和轉速5 500 r/min工況下，曲軸齒輪附近主軸承的Y、Z向反力的幅值幾乎都沒有變化，但在X方向，平衡轉速5 500 r/min工況下往復慣性力產生的軸向推力較大程度上降低了止推軸承反力，但在低速(1 000 r/min)工況下，止推軸承反力變化情況未呈現(xiàn)出明顯的規(guī)律性。

平衡軸安裝在機油盤法蘭位置，平衡軸齒輪嚙合力通過平衡軸軸承直接傳遞到機油盤，雖然存在增加激勵的風險，但如圖10所示的機油盤底部關注點的振動速度響應表明：未安裝平衡軸時機油盤底部2階振動速度響應階次特征非常明顯，增加平衡軸以后，機油盤底部的2階振動響應特性(尤其是Z向)顯著改善。機油盤底部2階振動響應如圖11所示，由于平衡軸平衡了2階往復慣性力，隨著轉速的提高，機油盤底部Z向的2階振動速度下降幅度越大，轉速6 000 r/min時最大下降幅度約46 dB。

圖9 止推軸承(第四主軸頸)X方向受力

圖10 機油盤底部振動速度級

圖11 機油盤底部2階振動速度

一般情況下，工程師常通過評價動力總成懸置振動速度或加速度來評價動力總成向車內傳遞的激勵大小。圖12對比分析了有無平衡軸對右懸置2階振動速度的影響，相對于不帶平衡軸方案，帶平衡軸方案的右懸置3個方向的2階振動速度有明顯降低，尤其是在主要方向(Z向)。隨著轉速的增加下降幅度越來越大，證明了本發(fā)動機動力總成平衡軸方案具有優(yōu)良的平衡發(fā)動機2階往復慣性力能力。其他懸置振動響應也表現(xiàn)出相同的規(guī)律，由于篇幅的限制此處不再贅述。

圖12 右懸置2階振動速度

綜上所述，利用平衡軸平衡發(fā)動機2階往復慣性力，一定程度上抑制了曲軸的轉速波動，降低了燃氣壓力和慣性力向缸體的傳遞，有助于改善動力總成NVH性能。

4 平衡軸對車內噪聲的影響

發(fā)動機的振動通過懸置系統(tǒng)向車內傳遞引起聲腔共振導致轟鳴噪聲，為了準確評估懸置振動引起的車內噪聲水平，本文利用動力總成臺架實驗和脈沖激勵相結合的方法進行傳遞路徑分析，如圖13所示。

首先利用發(fā)動機動力總成臺架實驗測得的懸置發(fā)動機側加速度ae0和車體側加速度ab0，計算出懸置橡膠的隔振率Tm=ab0/ae0；然后在車體懸置位置施加脈沖激勵Fb，測得該位置加速度ab1以及車內駕駛員兩耳側位置的聲壓P0，計算得到在該脈沖激勵下的綜合等效質量Am=Fb/ab1和聲傳遞函數(shù)NTF=P0/Fb；因此，懸置振動ae導致的車內噪聲可表示為：

Pi=ae·Tm·Am·NTF

(3)

圖13 傳遞路徑分析方法

在5 500 r/min下，動力總成前懸置(FRTEngMnt)、后懸置(RREngMnt)、左懸置(LHGbxMnt)以及右懸置(RHEngMnt)的3個自由度方向的振動分量對車內2階噪聲聲壓級的貢獻如圖14所示。左懸置和后懸置的Y向、前懸置和右懸置的Z向在各懸置振動分量中對車內2階噪聲的貢獻相對較大。其中，尤其是右懸置的Z向振動導致的車內噪聲分量達到77.7dB，是懸置振動控制的關鍵分量。在平衡軸的作用下，動力總成懸置向車內傳遞的能量明顯低于無平衡軸的狀況，其中，有平衡軸的動力總成右懸置Z向振動響應導致的車內2階噪聲相較于無平衡軸的車內2階噪聲降低約20%。

圖14 懸置振動對車內噪聲的貢獻

平衡軸對車內2階轟鳴噪聲的影響如圖15所示，隨著發(fā)動機轉速升高，由于2階往復運動慣性力被平衡，動力總成振動通過懸置向車內傳遞的能量也因此降低，平衡軸對車內2階噪聲水平的改善效果越明顯。在轉速4 750 r/min附近，車內2階轟鳴噪聲的聲壓級降低約15 dB。

圖15 平衡軸對車內2階轟鳴聲的影響

圖16比較了6 000 r/min時帶平衡軸、不帶平衡軸系統(tǒng)的發(fā)動機安裝到重慶長安某款汽車后的車內噪聲預測值，并與同級別發(fā)動機的大眾、通用、福特車內噪聲測試值進行對比分析。分析結果顯示：平衡軸可降低車內噪聲約10.7 dB，達到國外同級別車型的車內噪聲水平。

圖16 平衡軸降噪效果對比分析

5 結 論

在高端發(fā)動機上采用平衡軸來改善動力總成的NVH性能以及車內噪聲水平是一種通行的方法。本文基于某發(fā)動機平衡軸的設計方案，利用AVL Excite建立發(fā)動機動力總成的多體動力學分析模型，分析了平衡軸齒輪嚙合力對曲軸轉速波動、主軸承反力等的影響，評估了平衡軸系統(tǒng)對發(fā)動機機油盤、懸置振動響應的影響，平衡軸明顯改善了發(fā)動機2階振動響應，尤其是高轉速條件下的發(fā)動機振動響應。

基于傳遞路徑分析方法(TPA)，結合發(fā)動機臺架試驗結果和脈沖激勵響應，構建了發(fā)動機懸置振動向車內傳遞的傳遞函數(shù)。利用該函數(shù)，預測該發(fā)動機裝配到整車后車內噪聲水平，分析結果顯示平衡軸可降低車內噪聲水平10.7dB，車內噪聲水平與國外同級別車相近，證明了該分析方法的正確性，為發(fā)動機振動噪聲性能開發(fā)提供了新思路和評價方法。

參 考 文 獻

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