第37卷第6期
振动与冲击
李亚南，郝志勇，郑旭，杨文英
(浙江大学能源工程学院，杭州310027)
摘要：针对某整车加速异响问题，简要地介绍了通过试验测试确定异响激励源（曲轴轴系扭振）的过程，计算分 析了曲轴轴系扭振激励引起异响的机理；分别研究了扭振减振器（T o o o D V M raEn Dampe r，TVD)橡胶层扭转刚度和惯
量环转动惯量对扭振高谐次分量调频、调幅作用的影响，并对比了这两个参数的影响程度；分析发现增加惯量环转动惯量
和降低橡胶层扭转刚度均能够降低扭振高谐次分量在常用转速区域的峰值，但调频、降幅程度不同；基于计算分析结论，
对发动机原装TVD进行了优化设计，比较了发动机匹配优化后TV D和原装TV D两种情况下车内噪声测试结果，测试与
主观评价均发现原有的异响声明显削弱，达到可接受范畴。
关键词！异响；扭转振动;TVD $扭转刚度；转动惯量
中图分类号：TK402 文献标志码：A DOI:10. 13465/j. cnki.jvs.2018.06.014
Analysis and optimization of the TVD of a certain vehicle for solving
abnormal noises in accelerating condition
LI Ya’ nan %HAOZhiyong %ZHENGXu %YANGWenying
(College of Energy Engineering，Zhejiang University，Hangzhou 310027，China)
Abstract:Aiming at reducing the abnormal noise of a certain vehicle，the excitation source was searched and determined by experiments.Besides，the mechanism of the noise caused bytorsional vibration was analyzed.The influences of t l i e r ubber torsional stiffnes and the M O I (mome n t of ine
rtia)of the ring on the T V D(torsional vibration damper)modulation effect were studied respectively and their influential extents were compared.The conclusions are drawn that changing the M O I of the ring and torsional stiffness of the rubber can reduce the components in the c o m m o n speed region，however their influential extents are different.Base optimization to the original T V D was carried out.With the optimized T V D，the abnormal nois and subjective assessment，and reaches the acceptable level.
K e y w o r d s:abnormal noise;torsional vibration$torsional vibration damper(T V D)$ torsional stiffness$moment
of inertia
曲轴轴系扭振一直是发动机研究领域的一个重要 问题，时至今日，曲轴轴系扭振的理论及测试方法均十 分成熟，在此基础上设计的不同类型的扭振减振器能够很好控制曲轴总体的扭振幅值，解决了扭振幅值过大引起的曲轴轴系疲劳断裂问题[1]。发动机功率、扭 矩的提高，尤其是柴油机，对扭振减振器（T r f n a l Vibration D a m p e r，T V D)提出了更高的要求，目前，国内 外学者大多从降低曲轴轴系扭振幅值出发优化设计T V D，包括多级橡胶减振器、橡胶-硅油减振器等[2_6];
基金项目：国家重点研发计划项目（2016YFB0101604)
收稿日期：2016 -11-02修改稿收到日期：2016-12-14
第一作者李亚南男，硕士生,1991年生
通信作者郝志勇男，博士，教授，博士生导师,1955年生而针对曲轴轴系扭振引起的噪声辐射问题，国内外研 究涉及较少。
随着消费者对驾驶（乘坐）舒适性要求的不断提高，异响问题成为汽车制造厂商关注的重点问题之一，调查发现，很多增压型普通乘用车在加速过程中均存在类似“咕噜”音的异响，测试分析发现，该异响与曲轴 轴系的扭转振动有关。由于缸内爆发压力相对较小，车用汽油机多采用单级橡胶T V D降低曲轴轴系扭振，尽管橡胶T V D能够将轴系整体扭振幅值降到限值以下，但扭振高谐次分量对应的临界转速一般在发动机常用转速范围内，当其振动幅值偏大时，会激起发动机或车身某些部件共振进而产生异响。
本文以某国产整车加速异响为例，分析了异响与曲轴轴系扭振的关系，研究了橡胶T V D 相关参数对引
第$期李亚南等：基于解决发动机加速异响问题的TVD分析优化87
起异响的扭振高谐次分量的调频、调幅性能及总体扭振幅值的影响；并且基于分析结论，对发动机原装T V D 进行了优化设计和试验验证。
1扭振引起异响机理分析
1.1测试分析
某国产搭载2.0T发动机的某型整车在加速过程中存在类似“咕噜”音的异响声，并且与发动机负荷相关，对测试信号进行时频分析、滤波等处理后发现异响 声频率范围在400 H z附近，图1所示为车内（副驾驶耳 旁）噪声测试分析结果。
图1车内噪声测试时频分析图
Fig. 1The result of noise measurement inside the
vehicle with original TVD
首先，采用试验方法对异响激励源进行了分析，期 间设计并开展了多项试验，表1所示为各项试验所得结果。基于试验测试的异响激励源确定过程如图2 所示。
表1不同试验测试结果
T ab.1 The results of different tests
试验测试车内异响
同车型不同车次异响无明显变化
动力总成脱离异响消失
调整燃烧参数异响无明显变化
更换扭振减振器异响有明显变化
图2测试分析过程
Fig. 2 The process of analysis
由测试结果可得，车内异响激励源位于动力总成上，考虑到以下因素:①模态分析得出该发动机曲轴轴 系一阶扭转固有频率为410 H z;②更换T V D对车内异 响声有明显影响；③发动机扭振测试结果（如图3所示）中，振幅较大区域对应的频率范围与异响对应的频 率范围相吻合，由此判断车内加速异响声是由发动机曲轴轴系扭振引起的。
图3发动机扭振测试时频分析图
Fig. 3 The result of torsional vibration measurement
1.2扭振对机体激励的影响
在试验测试的基础上，本文采用多体动力学方法计算分析了曲轴轴系扭振对轴承座（机体）激励的影响。
依据该型整车所搭载发动机的曲轴系统结构（如 图4所示），基于简易活塞、连杆模型，曲轴、主轴承座 有限元模型等，笔者建立了曲轴系统多体动力学计算模型，如图5所示。考虑到轴承表面变形、粗糙度及空 穴等因素的影响，本文选择E H D轴承计算模型[7_8]分 析其受力情况。
图5计算模型
Fig. 5 Model of calculation and
analysis
88振动与冲击2018年第37卷
根据模态叠加理论，曲轴的振动可以看作是不同 模态基于模态贡献因子线性叠加的结果但计算中 很难将扭转振动单独分离出来研究其对整机辐射噪声 的影响。工程中一般通过T V D 来降低曲轴的扭振，本 文计算了曲轴轴系匹配T V D 与无T V D (钢轮）两种情 况下主轴承的受力情况，分析了扭振对主轴承（机体）
激励的影响。某转速工况下，不同主轴承受力情况计 算结果如图6所示，其中5方向为发动机轴向（由曲轴 自由端指向飞轮端），y 方向为发动机横向（由发动机 进气侧指向排气侧），u 方向为发动机垂向。由于润滑 油膜剪切强度较低以及止推轴承对曲轴轴向运动的限 制，轴承5方向受力接近于零，在此不作分析。
200 400 600 800 1000频率/Hz (a) 1#主轴承>；方向0 200 400 600 800 1000频率/Hz
(b) 1#主轴承z 方向200 400 600 800 1000频率/Hz
(c) 3#主轴承7方向200 400 600 800 1000发动机异响
频率/Hz
(d) 3#主轴承z 方向
图6匹配T V D 与无T V D 情况下，不同主轴承y 与z 方向受力随频率变化曲线
Fig . 6 At thesituation of with T V D a n d without T V D , curves of bearing force variation w i t l i frequency
由图6可得，在300 H z 以下频率范围内，匹配T V D 及无T V D 两种情况下，轴承受力随频率的变化基本一 致；但是在400 H z 附近频率区间，两种情况幅值差别较 大：相比于匹配T V D 的情况，无T V D 情况下轴承力幅 值大幅增加。曲轴扭振会对轴承受力产生影响，尤其 是0方向受力，而且不同主轴承受力幅值随频率变化 存在差异；扭振幅值的增大会引起扭转模态频率 (410 3左右）附近频段轴承激励的增加，加剧发动机 机体振动，导致在该频段附近产生噪声辐射，即异响。
⑵
2扭振减振理论
在曲轴轴系扭振减振分析中，可以将曲轴轴系简
化为单质量扭摆当量系统，加上扭振减振器组成简化 的T V D 工作模型[10]，如图7所示。
根据达朗贝尔原理，可得出其运动方程
"d ,d + .d (,d 2 ,g ) + 9d (,d 2 ,g ) = 0
(1)
" (f >g + .d (^g 2 <P d ) + 9d (,g 2 ,d ) +
Fig . 7 Simplified model of T V D
式中！ ,d 、，为T V D 和曲轴轴系简化后扭摆的扭转角
度；,
为作用在转动惯量"上的激振力矩；"d 为T V D
惯量环的转动惯量；C d 为T V D 线性阻尼系数；9为
T V D 扭转刚度；"为曲轴轴系简化后扭摆的转动惯
量；9为曲轴轴系简化后扭摆轴段刚度；+为激振
频率。
求解式（1)、式(2)可得1 =,
■#2)
4.2#2
’9d ’"D
+&d
+
,# =
, +
9 儿 +&
+&
("(-2 -#2)(1 -#2) -9d #2)2 +4"/(
9 一"d .
#2 )
(3)
c
2"/
(4)
式中：1为曲轴轴系简化后单质量扭摆的振幅；+& 为原曲轴轴系自振圆频率；-为定调比；#为激振 频率与曲轴自振圆频率的比值；.为阻尼比。由式(3)可得，轴系扭振幅值是定调比、阻尼比等的 函数。
定调比为T V D 的工作圆频率+&d 与原系统自振圆
频率+&的比值，其对扭振的影响主要有三种情况，如 图8所示。
由图8可得，加装T V D 后，两个峰值所对应的圆频
率（即+i 、+)以及大小关系是由T V D 的惯量环转动惯 量、橡胶层扭转刚度等决定的。+1对应的发动机临界 转速一般落在常用转速范围内，而+2对应的临界转速 一般在较高转速区域，为消除发动机常用转速区域加 速异响，最佳定调比（见图8 (b ))并非最理想的情况; 在保证高转速区幅值不超过限值的前提下，应该尽量 削减低转速区峰值(见图8(J )。
i -R 制银番
.5|
.0|.5|.0|.5|.0|.5|.0|.5|<
4.4.3.3.2.2.1.1.0. NP1/
-R 制够粟
i -R 制银
番
第$期李亚南等：基于解决发动机加速异响问题的TVD分析优化89
Fig.8Impact of—to th e a m p litu d e o f torsional vibration
3不同参数对减振效果的影响
T V D能够降低轴系整体的扭振幅值，但是其相关参数对扭振不同谐次分量振幅的影响规律却不得而知；当扭振高谐次分量幅值偏大且峰值对应的临界转速在常用转速范围之内时，会激起发动机或整车相关部件的共振而产生异响。
该型整车异响声出现的转速范围为2000~ 3 500 r/min，该转速范围内存在的扭振简谐次数
88
---< / < ----，即 7.0 < / < 12. 3 (5)
&ma&m in
式中！8为轴系固有频率（一阶为410 H z); &为发 动机转速，/为扭振简谐次数；对于四缸发动机而言，一个工作循环内，曲轴旋转两周，发动机点火四次，主谐次为4、6、8、10等谐次。根据式（5)及上述分析，本文在计算中关注的扭振高谐次分量主要为8、1〇谐次。在理论分析的基础上，笔者对惯量环转动惯量、橡胶层扭转刚度对轴系扭振幅值的影响进行了仿真分析。
3.1橡胶层扭转刚度的影响
T V D工作频率与惯量环转动惯量及橡胶层扭转刚 度的关系可由式(6)确定
式中：/c为T V D工作频率，H z。
在保证惯量环转动惯量不变的前提下，改变橡胶 层扭转刚度，T V D工作频率可由式（6)确定，如表2所 示。基于以上参数，笔者研究了橡胶层扭转刚度对扭振幅值的影响，计算结果如图9所示。
表2变刚度T V D相关计算参数
Tab. 2 Parameters of calculation with changing
torsional stiffness of rubber
工作频率/Hz橡胶刚度/
(N •m•rad 1)
转动惯量/
(t•mm2) 43037 885.635.190 126
41034 443.35 5.190 126
35025 100.00 5.190 126
33022 313.39 5.190 126
31019 690.69 5.190 126
—
a—310Hz
—■—330 Hz
—〇—350 Hz
—410Hz
—•—430 Hz
10 15 20 25 30 35 40 45 50
转速 xl〇2/(r.min-i)
(a) 8谐次
the amplitude of torsional vibration
由仿真结果可得，在T V D转动惯量保持不变的前提下，随着T V D橡胶层扭转刚度的降低，较低转速区域扭振峰值不断降低，高转速区域对应的扭振峰值增加；扭振峰值对应的临界转速均有所降低，但 变化幅度较小；此外，低转速区峰值与高转速区峰值的相对大小与定调比的关系与之前规律（见图8 )相 吻合。
3.2惯量环转动惯量的影响
在保证T V D橡胶层扭转刚度不变（刚度为25 100 N •m/r a d)的前提下，改变惯量环转动惯量后所得的计算结果如图1〇所示，由于转动惯量对8谐次 与1〇谐次扭振分量的影响规律相近，因此本文着重分 析8谐次分
量计算结果。
90振动与冲击2018年第37卷
Fig.10 Influence of MOI of ring to the amplitude of
torsional vibration (order8)
由仿真结果可得，T V D惯量环转动惯量的变化会对曲轴轴系的扭振幅值产生一定的影响；在低转速范围内，随着惯量环转动惯量的增加，较低转速区域扭振 幅值降低，高转速区扭振幅值增加，曲轴扭振峰值对应 的临界转速均有所降低。
由改变T V D扭转刚度和转动惯量后的计算结果可 得，T V D设计优化时，在保证高转速区域扭振峰值不超 过限值和满足耗散功要求的前提下，应适当降低T V D 的工作频率，从而削减较低转速区域（常用转速区域）扭振峰值，减小异响激励。
比较图9和图10可以发现，改变T V D橡胶层扭转 刚度和惯量环转动惯量所得的扭振幅值及变化幅度有 一定的差别，因此笔者对变刚度与变惯量的计算结果进行了比较分析，如图11所示。
图11改变刚度与改变惯量计算结果比较(8谐次) (实线为改变橡胶层扭转刚度所得结果，虚线为
改变惯量环转动惯量所得结果，线型的曲线表
示改变刚度或惯量后所得T V D工作频率相同）变，刚度增加）所得的调频和降幅效果相对于改变惯量（惯量减小，刚度不变）更好。总之，在T V D工 作频率相同时，惯量环转动惯量越大，调频与振幅削减效果越明显；即与改变扭转刚度相比，改变惯量环转动惯量对扭振的影响更大。
4 T V D优化及试验验证
4.1原装T V D优化
由前述结果可得，为了降低扭振高谐次分量在常用转速区域的幅值，应适当降低T V D工作频率或增加惯量环转动惯量；此外，还要保证曲轴整体扭振幅值不会增加，为此本文计算分析了匹配不同工作频率的T V D(惯量环转动惯量不同）时，发动 机曲轴轴系的总体扭振幅值，计算结果如图12 所示。
Fig.12 Overall torsional vibration amplitude of
crankshaft with different TVDs
由图12可得，随着T V D工作频率的降低（惯量 环转动惯量的增加），高转速区总体扭振峰值基本不变，低转速区总体扭振峰值先降低后增加，即存在最佳值。
由于当T V D工作频率为350 3时，低转速区总体 扭振幅值较低（见图12标线），并且扭振高谐次分量(8 谐次、10谐次)在低转速区域峰值较原装T V D大幅降 低，同时兼顾到T V D耗散功率等因素，因此将优化T V D工作频率设计为350 H z，同时匹配较大转动惯量以更好的实现对扭振高谐次分量的调频及降幅。优化 后T V D具体参数与制造实物图分别如表3与图13 所示。
Fig.11Comparison of changing stiffness (solid lin es)of
rubber and MOI of ring (dashed lines)respectively (order8)由图11可得，对于工作频率相同的T V D(图中 线型相同曲线），当该频率低于350 H z时，改变惯量(惯量增加，扭转刚度不变）所得到的调频和降幅效果相对于改变刚度（惯量不变，扭转刚度减小）更 好；而当该频率大于350 H z时，改变刚度（惯量不
表3原装T V D与优化后T V D参数比较 Tab. 3 Parameters of original T V D and optimized T V D
TVD质量/k g
惯量环转动惯
量/(t+mm2)
橡胶层扭转刚度/
()+m+rad1)原装（430 H z) 1.4 3.43925 100
优化后（350 H z) 2.4 6.20330
000
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