图3-7所示为车室内噪声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3-7 车室内噪声和动力总成振动测量结果
表3-2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。
表3-2 消去各个次数成分时的音质改善效果
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(Operat-ing Deflection Shape,ODS)进行可视化研究。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3-8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。
图3-8 刚体振动与残余振动的形状
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力方面也无法给出合理的解释。作为一个可能性,从转矩变动的观点出发去尝试解释这个现象。
为了查明转矩变动引起的激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。激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激振力矩,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。
观察各个气缸的激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。(www.xing528.com)
接下来对激振合成力矩进行讨论。图3-9中,将各个气缸的激振力矩及其合成力矩在复数平面上表现出来。各个气缸的激振力矩的振幅如果相同,第4缸的合成激振力矩仅残余偶数次成分。
图3-10 半阶次激振力矩作用示意图
图3-11 激振力矩和ODS相位的比较
另一方面,由激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激振力。在图3-10中,在概念上显示了半阶次激振力矩产生的扭转变形。
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,与合成激振力矩的相位关系进行比较。在图3-11中,左侧一列为合成激振力矩的矢量,中间一列为这个激振力矩引起的A点X方向的矢量成分,及各个成分理论上的预测相位,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,由于激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。
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,每个气缸的激振力矩的相位就决定了。因此,可以推算合成力矩的大小及相位。图3-12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。如果各个气缸的激振力矩的旋转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,直列四缸发动机的各个气缸的激振力矩不能完全相互抵消,以及小型乘用车用的发动机与货车相比扭转刚性低等,成为半阶次扭转振动的恶化原因。
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