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关键词：半阶次振动 噪音 发动机 传统的汽车噪声控制中，只强调噪声量级的大小，认为噪声越低越好。随着科技的进 步，汽车性能越来越好，人们不仅要求汽车“安静”，还关心它的音质。[1] 汽车最主要的噪音是与发动机相关的。而发动机的声音与发火阶次密切相关，于是声音阶次成分决定了音质。对于高级轿车来说，人们喜欢和谐悦耳的声音，而不喜欢运动车那样强烈刺激的声音。要达到和谐的声音，就要控制发动机声音的阶次，要使得半阶次的声音越低越好。这样才能保证声音基本是由发火阶次及谐次音组成。[1] 所谓的半阶次振动就是发动机转数的（n 1/2）次的频率成分的振动，对于音色的影响非常大，在改善车室内噪音时作为一个最主要的项目，通常需要花费大量的精力。从频率上来看，大约是500Hz以下的成分居多，主要是以发动机的激振力为振源的固体传播音。[2] 半阶次振动噪音，如果发动机的各个气缸之间的燃烧状态有很大的差距，将会成为一个重要的影响因素。但是，即使是发动机的所有气缸的燃烧状态一致，保证重量偏差也极小，发动机的半阶次振动也会发生。由于发生的机理未得到明确的结论，近年成为一个较大的课题。人们熟知的一个例子就是曲轴系的振动而产生的低频噪音，就是由于曲轴系前端或后端的弯曲振动而产生的。 最近，也有研究报告指出，发动机的扭矩变动也是半阶次振动产生的原因。特别是 2.5次和 3.5次等低频成分的半阶次振动，发动机的扭矩变动是一个主要的影响因素。除此之外，也有研究人员指出，气门系统的惯性力，也会引起半阶次振动。[2] 1 曲轴系弯曲振动引起的半阶次振动 对于乘用轿车用的小型发动机来说，曲轴前端或后端的弯曲振动，大约在 200～500Hz的范围内具有共振的模态。发动机工作时，在气缸爆发压力作用下，各处气缸之间的弯曲振动响应是有很大区别的。距离曲轴前端或后端最近的气缸爆发时，其响应幅度最大，如图1.1所示。 图 1.1曲轴系弯曲振动所产生的低频噪音 上述结果，是实际发动机工作过程中，曲轴弯曲振动的振幅变动而产生的振动波形。这个振动，通过发动机悬置传向车体，以固体传播音的形式在车内可以听得到。对这个噪音进行频率分析，可以得到复数形式的频谱，其频率间隔为曲轴旋转 2周作为一个周期的时间的倒数。像这种在一个临界范围内有两个以上的频率成分的声音存在时，人耳听到的是一种“高唠高唠”低频噪音。对于这种低频噪音，基本频率、相位差和不舒服感的关系等，正在进行很多的研究。 为了改善这种低频噪音，可以通过调整最佳点火角等方法来改变燃烧特性，以及调整曲轴轴向间隙、采取刚性支持等来改善传达系，在某种程度上可以得到一定的效果。但是，最有效的手段，还应该是采用带弯曲减振器的曲轴皮带轮、柔性飞轮等技术。 2 扭矩变动引起的半阶次振动 图 1.2所示为车室内噪音和动力总成振动的测量结果。四缸发动机的主要成分除了 2次或 4次以外，还发生了振幅很高的 2.5次及 3.5次等较低次数的半阶次成分。在上一项中，已说明的低于曲轴系弯曲共振频率的成分也有发生。另外，特定发动机转速下，还发生了高振幅的共振现象。 图1.2车室内噪音和动力总成振动测量结果 图 1.3为分别将偶数次、奇数次、半阶次成分消去时，音质改善的效果。从其中可以看出，消去 2.5次等半阶次成分，对改善音质有相当大的影响。 为了查证发动机半阶次振动发生的机理，对发动机实际工作过程中的振动模态进行可视化（ODS，Operating Deflection Shape）研究。ODS分析的结果显示，2.5次或 3.5次振动形状复杂，振型的判断很难。一般认为是动力总成整体的刚体振动，和某些弹性振动复合在一起形成半阶次振动。为了分离这些复合振动，从 ODS中将刚体振动成分抽出，进一步可以计算出 ODS与刚体振动的差，即弹性振动成分，也称之为残余振动。图 1.4所示为刚体振动和残余振动。此处，大约 2.5次振动的残余振动，明白了是由它引起了缸体的扭转振动。可以证明，其他半阶次振动也同样是扭转振动模态。 半阶次振动也就是缸体的扭转振动，这一点从曲轴系的弯曲振动方面无法给出合理的解释。另外，扭转振动在低转速时仍然存在，从往复惯性力和旋转惯性方面也无法给出合理的解释。作为一个可能性，从扭矩变动的观点出发去尝试解释这个现象。 图 1.3消去各个次数成分时的音质改善效果。 图 1.4刚体振动与残余振动的形状 为了查明扭矩变动引起的起振力矩与半阶次振动之间的关系，首先需要明确各个气缸的特性。起振力矩可以从测量得到的曲轴瞬间角速度变动值经过计算得出。为了测量各个气缸的起振力矩，只组装一个气缸的活塞连杆总成，按照顺序对每个气缸进行测量。 观察各个气缸的起振力矩的半阶次成分，可知与偶数次、奇数次成分一样具有很大的振幅而无法忽略。另外，四缸机由于发动机点火间隔为 180°，所以各个气缸之间的半阶次成分间隔为 90°的相位差。 接下来对起振合成力矩进行讨论。图 1.5中，将各个气缸的起振力矩及其合成力矩在复 数平面上表现出来。各个气缸的起振力矩的振幅如果相同，第 4缸的合成起振力矩，仅残余偶数次成分。[2] 图 1.5合成起振力矩的矢量示意图 另一方面，由起振力矩合成的扭转力矩，偶数次成分与奇数次成分相互抵消，但半阶次成分无法抵消而仍然存在。伴随着约± 18°的相位差作为内力起着作用，对于缸体来说，成为其发生扭转变形的强制起振力。在图 1.6中，在概念上加以显示了半阶次起振力矩产生的扭转变形。 图 1.6半阶次起振力矩作用示意图 为了保证以上论述的可靠性，对 18°的相位差进行重点讨论。将发动机前端评价点A的 X轴方向的振动，与合成起振力矩的相位关系进行比较。在图 1.7中，左侧一列为合成起振力矩的矢量，中间一列为这个起振力矩引起的 A点 X方向的矢量成分，及各个成分的理论上的预测相位。右侧一列为 ODS计算得到的 A点 X方向的振动。测量结果本身（图中以 ODS表示），显示出了刚体运动成分（用 rigid表示）、残余振动成分（用 residual表示）的矢量示意图。如图所示， 2.5次或 3.5次中任意一个，均与实测的残余振动成分的相位一致。如上所述，由于起振力矩的半阶次成分，引起半阶次扭转振动发生的原理可以认为是稳妥的。 图 1.7起振力矩和 ODS相位的比较 直列四气缸以外的发动机的点火顺序、气缸排列等要素决定以后，每个气缸的起振力矩的位就决定了。因此，可以推算合成扭矩的大小及相位。图 1.8中，显示了几种不同气缸布置时的推算结果。图中的 B为气缸缸心距，G为横向弹性系数，Ip为曲轴旋转 2次惯性矩。如果各个气缸的起振力矩的旋转 k次成分 ak相等，半阶次的合成扭转力矩为图中所示的振幅。基本上来说，不管是哪种布置的发动机，半阶次成分的扭转振动都有发生的可能性。其中，直列 4缸发动机的各个气缸的起振力矩不能完全相互抵消，以及小型乘用桥车用的发动机与卡车相比扭转刚性低等等，成为半阶次扭转振动的恶化原因。 图1.8气缸布置与半阶次合成扭转力矩的关系 3 其他的半阶次振动 进、排气门的驱动反力作为上下起振力，如果只观察一个气门，其中包含 0.5次的高频成分。如果考虑各个气缸之间的相位差和缸心距，可以计算合成起振力或合成起振力矩。特别是直列 6缸发动机，为了保证旋转的 1.5次的合成力矩的相位一致，而形成了引起的动机振动的不能忽视的起振力。这个结果说明会发生发动机前后端的上下振动。[2] 站在这个观点上，采取多气门化或者高压油泵以增加可动部件的质量，为了提高进行效率而采取的高加速度化，以抵消力为目的无摇臂气门直接驱动等等，由于增加了气门驱动反力，都会成为半阶次振动的原因，在工程设计过程中需要加以注意。 有研究显示，进气系噪音是一种半阶次的噪音。进气管的长度不同时，进气系固有的音响共鸣模态的响应幅值，气缸之间是有差别的。从这个结果来说，进气系的放射音，各个气缸之间振幅是有变化的。曲轴系的弯曲振动也同样按旋转 2周为一个周期在变动，产生包含半阶次成分的低频噪音。由于与各个气缸的进气管的长度有关，采取对策时，如果能保证各个气缸的进气管长度相同将会有明显的效果，这个结论已经经过试验的验证。 除此之外，相对于缸内起振力来说发动机悬置的响应幅值也由于气缸的不同而不同，曲轴系的油膜刚性也随着曲轴转角的不同而变化，有报告指出，有半阶次的振动发生。 根据以上的多方面的研究，由于各种机理发生的半阶次振动噪音，已经得到了一个明确的结论。进而可以对半阶次振动加以控制。 参考文献： [1]庞剑,谌刚,何华.汽车噪声与振动——理论与应用[M].北京:北京理工大学出版社,2005:7-10 [2]高波克治.自動車の振動騒音低減技術[M].日本:朝倉書店,1996:27-32 |
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