增壓發動機正時系統冷起動敲擊噪聲的研究?

唐自強，楊金才，劉 剛，劉 斌，李 建，張 亮

(1.汽車噪聲振動和安全技術國家重點實驗室，重慶 401120； 2.重慶長安動力研究院，重慶 401120)

前言

鏈傳動系統具有結構緊湊、傳遞功率高、可靠性和耐磨性好、設計形式多樣和終身免維護等優點[1]，且靜音鏈的NVH性能良好，目前市場上許多汽車產品采用鏈傳動作為配氣正時傳動系統和機油泵傳動系統[2]。鏈傳動的廣泛運用也導致了發動機設計和制造過程會產生與之相關的問題。某款伊蘭特VVT汽車曾出現怠速不穩、急加速的故障，經診斷為該車維修時油道清洗不徹底導致小金屬碎片將CVVT系統OCV閥卡死，CVVT系統工作失效[3]。一輛行駛了7萬km的奧迪A6(1.8T)轎車在運行中突然熄火，檢查發現由于正時皮帶液壓張緊器漏油導致正時錯亂和頂氣門所致[4]。正時系統不僅存在各種影響發動機正常運行的故障問題，且還有很多NVH方面的問題。如正時鏈條嘯叫、機油泵轉子嘯叫和各種正時系統異響問題。某款發動機在冷車起動或轉速突變等特殊情況下，張緊器柱塞受到瞬時沖擊力導致柱塞卡滯從而運行不暢產生的“嘩啦”異響問題，馬文玉[5]通過更改張緊器柱塞齒角度，消除柱塞卡滯或運行不暢從而降低發動機輪系噪聲。為改善某四缸增壓柴油發動機的NVH性能，孫立永等[6]采用優化正時系統罩蓋、調節皮帶的張緊力和增加惰輪等方法降低動力總成的低頻噪聲取得明顯效果。

目前國內外學者在噪聲機理研究中分為3大類：機械噪聲、燃燒噪聲和空氣動力噪聲[7]。為快速精準地區分識別這3類噪聲，噪聲源識別和分離技術迅速發展。噪聲識別技術主要有鉛屏蔽法、近場測量法、聲強法、表面振動法和聲全息法等；噪聲的分離技術主要有傳遞函數法、濾波法和盲分離法等。隨著噪聲識別和分離技術的發展，國內外對噪聲的控制與預測的理論和試驗研究逐漸成熟，噪聲預測方法大致可分為振動法、神經網絡法和數值解法3類；而噪聲控制方法則大致分為降低噪聲源激勵、控制傳播路徑和聲輻射模態研究。

本文中針對某款正在研發中的發動機的正時鏈條系統敲擊噪聲，運用近場測量法和表面振動法識別噪聲來源，應用小波分析和角度域分析技術，從潤滑系統和曲軸系統等方面研究敲擊噪聲的機理，闡明了產生敲擊的直接原因與根本原因，并基于敲擊機理通過降低噪聲源激勵的噪聲控制方法，提出有效解決方案。

1 正時系統敲擊問題

1.1 發動機正時系統結構

發動機正時系統主要由曲軸鏈輪、凸輪軸鏈輪、張緊導軌、固定導軌、張緊器和鏈條組成，其作用是將曲軸驅動力傳遞給凸輪軸以驅動配氣機構正常工作。圖1為正時系統的結構示意圖。

圖1 正時系統的結構示意圖

由圖1可知，正時系統工作時敲擊可能產生的原因有：(1)張緊器內柱塞通過彈簧提供支撐，張緊器與動軌接觸，當轉速波動較大時，動軌擺動速度變化快而正時張緊器柱塞響應較慢，從而張緊器柱塞與動軌脫離產生敲擊；(2)正時張緊器柱塞與張緊器殼體敲擊；(3)張緊器卡環與張緊器殼體敲擊；(4)由于安裝導致的可變凸輪相位器敲擊；(5)曲軸扭振導致的機油泵的齒輪敲擊。

1.2 敲擊噪聲問題描述

發動機敲擊噪聲均產生在發動機經過10h以上的放置后第1次起動時產生“咔咔”噪聲，發動機輪系前端能明顯感知；第2次起動發動機時無“咔咔”噪聲；后續間隔1h內，起動發動機時未出現“咔咔”噪聲；再將異響發動機放置10h后，再次起動，“咔咔”噪聲復現。該噪聲持續時間短，0.5-1s后消失，傳聲器距離發動機外包絡面1m測得的正時鏈輪系起動噪聲的時間歷程如圖2所示。

圖2 發動機正時鏈輪系1m起動噪聲時域曲線

根據發動機噪聲的表現形式可以推斷：(1)第1次起動發動機后，發動機內部產生“咔咔”噪聲的條件改變；(2)在發動機運行過程中“咔咔”聲產生的條件在逐漸消失；(3)產生“咔咔”聲的條件恢復時間較長。

2 敲擊噪聲測試與分析方法

2.1 小波分析

小波分析具有多分辨率分析的能力，在高頻部分具有較高的時間分辨率和較低的頻率分辨率，在低頻部分具有較低的時間分辨率和較高的頻率分辨率[8]。小波分析被廣泛應用于信號分析、圖像處理、語音合成和地震檢測等領域；機械故障診斷時分析聲音和振動信號也嘗試運用小波技術。

設ψ(x)為一平方可積函數(ψ(x)∈L2(R))，若傅立葉變換(ω)滿足條件[9]：

則函數ψ(t)稱為一個小波，但小波也常常被理解為由以上函數通過伸縮平移而生成的一族函數{ψa，b(t)}：

該族函數由母小波ψ(t)生成的依賴參數a和b的連續小波，a為尺度因子，b為位置因子。則信號f(t)∈L2(R)的連續小波變換(CWT)可定義為

信號在某一尺度a和平移點τ上的小波變換系數實際表征的是位置τ處、時間段aΔt上包含在中心頻率為和帶寬為頻窗內的頻率分量。

由于小波變換具有多分辨率(多尺度)特點，可由粗及細地逐步觀察信號，故適當地選擇母小波，可使小波變換在時、頻域都具有觀察信號局部特征的能力，有利于檢測信號的瞬態或異常點。

2.2 敲擊噪聲源識別

試驗測試設備與測試狀態：運用LMS設備采集噪聲和振動信號，采用ICP加速度計和傳聲器測量發動機振動和噪聲；首次起動發動機前，保證發動機靜置時間足夠長(10h以上)。

圖3 加速度計和傳聲器安裝位置

加速度計和傳聲器的布置如圖3所示。在距離起動電機10cm，正時罩殼上10cm、正時罩殼下10cm位置分別放置傳聲器；而加速度計測點位置則為：起動電機、發動機進油道口、正時罩殼下部靠近排氣側(機油泵附近)、正時罩殼下部靠近進氣側(液壓張緊器附近)、缸蓋罩前端、進氣側缸蓋近端與遠端和排氣側缸蓋近端(近液壓挺柱)。

圖4 敲擊噪聲時域曲線

圖4 為敲擊噪聲時域曲線。由圖可知，在起動電機起動0.86s后，時域噪聲曲線出現了持續0.85s的毛刺；其中正時罩殼下近場10cm的毛刺峰值最大。圖5為發動機起動噪聲時域數據的小波變換，由圖可看出“咔咔”噪聲的時頻關系：在5-5.85s存在持續0.85s的1 500～9 700Hz的寬頻噪聲；推測該寬頻噪聲由零部件敲擊作用產生，且敲擊作用的位置在正時系統輪系附近。

圖5 敲擊噪聲小波變換

圖6 為各測點的振動時域信號。由圖可見，正時罩殼下部進氣和排氣側振動信號比其他測點大，分別對應液壓正時張緊器和機油泵。

圖6 各測點振動時域信號

根據敲擊異響的區域，可能存在的異響源主要有：機油泵、正時張緊器和正時鏈條。現設計異響部件試驗驗證方案如下。

將正時罩殼加工處理，去除遮擋機油泵和正時張緊器的罩殼下部。拆下機油泵，裸露正時張緊器和機油泵，在正時張緊器殼體和正時張緊器下方的缸體位置安裝加速度計(分別以Sensor1和Sensor2表示)，如圖7所示。

圖7 驗證試驗加速度計安裝位置

在發動機起動過程中，Sensor1(正時張緊器殼體)和Sensor2(張緊器下方缸體)出現異響的時間段的時域信號和振動小波如圖8所示。由圖可見，Sensor1的振動能量為 Sensor2的 160倍，呈現出1 500Hz以上的明顯寬頻敲擊振動特征。

圖8 驗證試驗測點振動對比

該試驗排除了機油泵對起動異響的影響，鎖定了異響源為液壓正時張緊器。

解析正時張緊器，并對正時張緊器限位卡環做ABA驗證，發現異響產生的直接原因是限位卡環撞擊正時張緊器殼體。當去掉限位卡環后進行發動機久置后起動試驗時，金屬敲擊噪聲消失，且Sensor1的振動幅值降低至原來的1/10。正時張緊器部件解析和ABA試驗結果如圖9所示。

圖9 限位卡環ABA驗證

2.3 異響產生機理分析

2.3.1 異響周期性

將正時罩殼下部振動時域信號的時間軸放大，可以發現，振動峰值的時間間隔很短，通過轉速和各峰值時間間隔計算得到異響的周期性，可知曲軸每轉一圈，異響發生兩次，詳見表1和圖10。

2.3.2 張緊器內充油量與敲擊噪聲的關系

減小張緊器內機油泄漏量，對久置后起動敲擊噪聲產生和敲擊噪聲聲壓級大小有明顯改善，如圖11所示，分別將油道充滿油的發動機放置6和12h，Δ1為起動電機開始工作到正時液壓張緊器產生敲擊的時間，Δ2為正時液壓張緊器敲擊聲持續時間。由圖11可知：放置6h的Δ1比放置12h長了0.17s，Δ2比放置12h短了0.52s；放置時間越久，回流到油底殼的機油量越大，從而油道內機油少，起動時油壓建立時間越長，Δ1時間越短，Δ2時間越長。

結合主觀評價，可歸納為當張緊器內充油量越少時：(1)起動時正時張緊器振動幅值越大；(2)從發動機起動到產生敲擊的時間越短；(3)起動過程正時張緊器敲擊振動持續時間越長；(4)起動時金屬敲擊噪聲越明顯。

表1 敲擊異響次數與曲軸轉動圈數關系

圖10 敲擊振動信號和轉速的時間歷程

2.3.3 柱塞反作用力與敲擊噪聲的關系

正時鏈系統的動力學特性采用以下模型表述：

式中：MF為質量矩陣；q為位移矩陣；F為關于阻尼()、彈性(q)和外部載荷t的函數[10]。

在模型中，用2D模型來模擬鏈條平面運動，兩個鏈節之間的連接相當于一個線性剛度阻尼單元，鏈接之間通過彈簧和阻尼傳遞力Flink，即

式中：Klink為鏈節的剛度；Clink為阻尼系數；Δ為相鄰鏈節旋轉中心的相對位移；為 Δ對時間的導數[10]。由上式知，Flink是Δ和的函數，又因

式中：Y′為笛卡爾坐標系速度；B為笛卡爾坐標與相對坐標間速度的轉換矩陣[10]。

因此，當發動機起動轉速越高(Y′越大)時，鏈條相鄰鏈節的相對速度越大，鏈條的傳遞力Flink越大。圖12為發動機正時系統鏈條張緊力實測值。由圖可見，隨著發動機轉速的升高，鏈條張緊力增大。

圖12 正時鏈條張緊力與發動機轉速關系曲線

根據力矩平衡原理，張緊器柱塞對張緊導軌的作用力F反力與松邊鏈條張緊力Flink的關系[11]為

式中：θ為松邊鏈條張緊力與合力之間的夾角；Lt為松邊鏈條張緊力合力到張緊器導軌回轉中心的距離；L為張緊器作用反力到張緊導軌回轉中心的距離。

根據式(7)，柱塞反作用力和鏈條張緊力存在與θ，Lt和L相關的比例關系，由于柱塞反作用力與松邊鏈條張緊力及合力的夾角的余弦cosθ相關，故隨著鏈條動軌的擺動(θ變化)，柱塞反作用力存在周期性變化規律。如圖13所示，曲軸旋轉360°范圍內，柱塞反作用力出現兩個峰值，分別在140～180°CA 和320～360°CA 范圍。

圖13 柱塞反作用力與曲軸轉角的關系

根據發動機的曲軸轉角信號和張緊器的振動信號，通過角度域分析得出異響敲擊振動時刻主要為142，160，338 和 352°CA，均是在柱塞反作用力最大處，且曲軸旋轉一周，敲擊發生兩次，如圖14所示。

圖14 異響敲擊振動與曲軸轉角的關系

2.3.4 張緊器敲擊產生過程

圖15為張緊器的受力分析圖。圖中F1為機油壓力，F2為張緊器內彈簧力，F3為正時鏈條系統動軌與張緊器柱塞的接觸力(周期內峰值)，F0為限位卡環與殼體接觸力，x為柱塞運動范圍。敲擊異響從產生到消失可分為如下4個階段。

(1)靜力平衡階段 發動機停止時，鏈條存在初始張緊力并作用在動軌上與柱塞接觸產生力F3，此時機油壓力F1＝0，彈簧力F2與F3平衡(此時x≠0)。

(2)轉速上升階段 發動機起動，隨著起動轉速的升高鏈條張緊力和F3都隨之增大，此時由于起動時間太短，油壓還尚未建立，F1＝0，導致彈簧進一步壓縮，x變小；直到x減小為0，F3↑＝F2max+F0↑，隨著轉速繼續升高，敲擊力和異響噪聲都隨之增大。

(3)油壓建立和降速階段 該階段油道和張緊器內充滿機油，機油壓力開始建立，且此時轉速開始降低，F3↓＝F1↑+F2↓+F0↓。

(4)油壓、轉速穩定階段 油壓穩定后，F1保持不變；轉速穩定后，F3保持不變；此時 F3＝F1+F2，x≠0，卡環與殼體不接觸，敲擊消失。

圖15 張緊器受力分析圖

3 方案與實施

方案一：取消限位卡環，能從源頭直接消除敲擊異響，但不限位的張緊器容易出現張緊器的位移波動和鏈條傳動耦合振動，從而帶來新的NVH問題。

方案二：更換泄油量更小的止回閥，能延緩機油回流，從而縮短機油壓力建立的時間。但如果發動機放置時間過長，依舊會出現油壓建立時間長，不能在初始起動時以機油壓力平衡鏈條張力。圖16分別示出放置20h和放置2天張緊器振動時域信號。從圖中可知，采用小泄油量方案，放置2天的發動機張緊器的敲擊振動幅值依然很大。

方案三：增大液壓張緊器內的彈簧剛度，將優化方案的彈簧剛度增大到原來剛度的2.1倍，結果如圖17所示，發動機放置2天后起動，沒有出現敲擊噪聲，且振動幅值較異響時振動明顯減弱，前后兩次啟動張緊器振動幅值差別不大。

圖16 張緊器振動時域信號(小泄油量方案)

圖17 放置2天后張緊器振動時域信號(增大彈簧剛度方案)

張緊器內彈簧剛度增大后，敲擊異響消除，滿足NVH性能要求。為滿足正時鏈條系統的設計要求，須通過正時鏈條系統動態試驗驗證正時系統設計的可靠性。動態試驗傳感器布置如圖18所示。左下角安裝了一個可以測試張緊器柱塞位移的特制正時液壓張緊器，柱塞旁安裝了一根細鐵桿隨著柱塞運動而運動，細鐵桿做往復運動改變運動副的磁通，從而得到液壓張緊器位移的變化。為測試鏈條力動軌和定軌分別加工了一個工藝槽，用以安裝壓電傳感器，分別測試動軌和定軌的鏈條力。

圖18 正時系統鏈條動態試驗傳感器布置圖

試驗結果表明，張緊器柱塞的最大行程小于設計限值，松邊鏈條張緊力和緊邊鏈條張緊力均小于鏈條的疲勞限值。說明該NVH優化方案不影響正時系統的可靠性。

4 結論

通過利用傳聲器和振動加速度計測試出的噪聲、振動特征和振動幅值，確定了異響源位置；通過解析張緊器，確定產生敲擊的部位——張緊器內部限位卡環。

正時張緊器的卡環敲擊殼體的特征：敲擊具有周期性，曲軸旋轉360°發生兩次敲擊；潤滑系統內的機油量與發動機異響發生概率和異響敲擊強度關系密切；發動機轉速和柱塞反作用力成正相關，且曲軸轉一圈，柱塞反作用力出現兩次峰值。

正時張緊器敲擊的機理：由于發動機起動過程中機油壓力尚未建立，僅能依靠張緊器內彈簧克服動軌對柱塞的接觸力；由于發動機起動轉速較高，彈簧不足以克服動軌對柱塞的接觸力，導致柱塞上的限位卡環敲擊殼體產生異響。

正時張緊器敲擊解決方案：將正時張緊器內彈簧剛度增大到原來的2.1倍后，即使發動機放置2天，卡環也不再敲擊張緊器殼體，且加大后的彈簧剛度仍能滿足正時系統的可靠性和功能要求。建議在設計發動機潤滑系統時，應避免液壓元件工作時由于機油壓力不足或充油時間太長而引起的異響。