某型發動機節氣門和發電機振動超標問題的分析解決

(上海汽車集團股份有限公司商用車技術中心，上海 200438)

0 前言

整車在開發路試過程中，多次出現發電機螺栓斷裂的情況(整車路試約300 km)和節氣門驅動電機損壞的問題(整車路試約500 km)，從螺栓的斷口來分析為疲勞斷裂。

1 根本原因分析

首先，對節氣門和發電機進行振動測試，發動機在轉速4 500 r/min時(150 Hz)，節氣門驅動電機部位和發電機斷裂螺栓處都存在共振現象,如圖1、圖2所示。

圖1 節氣門驅動電機振動測試

圖2 發電機底部振動測試

由于節氣門和發動機支架的共振頻率都在150 Hz附近，圖3所示節氣門支架將2個共振頻率相同的結構硬連接后導致了節氣門和發電機處的振動被放大[1]。根據上述分析，首先取消節氣門支架，然后分別解決節氣門和發電機系統在150 Hz時的振動超標問題。

圖3 發動機節氣門處的振動問題

2 問題分析及改進解決

2.1 發電機振動問題分析與解決

發電機的振動測試分析：在150 Hz時，發電機振動位移為0.408 mm(圖4)，遠小于0.2 mm的設計要求， 致使發電機固定螺栓斷裂。

圖4 發動機螺栓斷裂處振動測試

為了解決發電機處的150 Hz共振問題就必須將發電機系統的一階模態提高到發動機的常用轉速范圍以外(大于200 Hz)，以避免發電機系統在150 Hz時的共振問題。基于此目標設計了7種方案，并對每種方案進行CAE分析。

2.1.1 設計方案及CAE分析對比

設計方案和CAE分析對比如表1所示，其結果如下：

表1 7種設計方案及模態計算結果

(1)新電機支架的第一、二階模態值均低于原電機支架 ；

(2)單獨增加支撐1或支撐2的方案(方案1和方案2)，對電機支架模態值影響較小，約為31% ；

(3)同時增加支撐1和支撐2的方案(方案3)，有效提高電機支架的模態值，約為104% 。

基于上述CAE分析的結論，決定對上述方案中的支撐1、支撐2、新發電機支架進行快速樣件的制作，然后對方案1、方案2、方案3和方案7共4種狀態進行實際振動測試。

2.1.2 實車測量結果

發電機振動測試時，傳感器布置情況如圖5所示。

圖5 傳感器布置情況

在振動測試中，發現方案1中發電機底部有30 G的振動加速度，這一點與CAE分析吻合，發電機支架上方的扭轉變形嚴重，無法滿足發電機的振動要求。方案1經過路試驗證發電機螺栓斷裂從幾百公里提高到上千公里，但無法滿足整車使用壽命的要求。方案2中發電機頂部的振動有24 G的振動加速度，無法滿足發電機振動加速度小于20 G的要求。方案3在發動機轉速頻率下無共振現象，最大振動加速度在20 G以下，在整車路試工況下，最大振動位移為0.042 7 mm，滿足設計中位移小于0.2 mm要求，方案3后續通過整車耐久的驗證，滿足整車使用壽命的要求。方案7在發動機常用轉速范圍內，沒有共振轉速，最大振動加速度在20 G以下，且與方案3效果相同，與方案3相比需要更改發電機支架，考慮成本因素，方案7不實施。具體測試數據列于表2。

表2 4種方案的實際振動測試數值

2.2 節氣門振動問題分析與解決

經過振動測試，在發動機的振動激勵下，節氣門處的振動加速度超過35 G，高于設計要求的振動加速度<25 G，致使節氣門驅動電機損壞。

基于對發動機振動問題的解決經驗，首先設計了2種方案來提高節氣門系統的強度，提升系統的固有頻率，避免節氣門的共振問題。方案1增加新的節氣門支架，一階模態171 Hz。CAE分析如圖6所示。

圖6 新增節氣門支架CAE分析

此方案經過振動測試，節氣門處仍然有47 G的振動加速度，測試結果與CAE分析的結果相符合，此方案仍然無法滿足節氣門振動的要求。

對方案1討論研究后認為，目前新設計的支架過于單薄，無法牽制住節氣門過大的振動，所以對節氣門支架重新設計加強，制定了方案2，此方案的CAE分析如圖7所示，一階模態247 Hz，滿足發動機轉速范圍內無共振的頻率的要求。

圖7 方案2的CAE分析

上述方案經過實車工況振動測試滿足振動的要求，最大振動加速度小于25 G。

但是在整車路試過程中，耐久行駛480 km發生了節氣門支架與缸蓋連接的螺栓斷裂的問題，CAE分析過程中未能有效地模擬出螺栓安裝在鋁制缸蓋內的強度且不能滿足此系統的安裝固定要求。

圖8 方案3的CAE分析

受限于發動機的結構，方案2中的螺栓斷裂問題由于沒有進一步加強支架強度的空間，同時也沒有新增固定螺栓的位置，所以無法解決。最終決定將節氣門目前的安裝位置移動到整車的車架上，節氣門支架采用焊接連接到車架的方式。由于整車車架上沒有引起節氣門共振的激勵頻率，只要能夠設計出一個支架能夠滿足節氣門的支撐,同時避免整車道路的低頻共振就可以滿足設計要求[3]。方案3的節氣門支架結構的CAE分析結果如圖8所示，一階模態140 Hz，滿足整車焊接支架的設計要求。

方案3經振動測試完全滿足要求，但是位于進氣歧管與節氣門之間的一端連接軟管由于處于節氣門之后，會受到正負交變壓力的影響，導致軟管在發動機運行過程中被吸扁后又會被再次吹漲，軟管的耐久性能無法滿足要求。3種方案的測試數據見表3。

表3 3種方案的實車工況振動測試數據

通過對上述3種方案的對比分析，節氣門的振動問題通過加強結構，提升系統固有頻率的方式來避免在發動機轉速范圍內的共振，通過驗證證明不可行；更換節氣門的安裝位置以避免發動機對于節氣門系統的激勵共振的方案也驗證失敗。因此要解決節氣門振動的問題，就必須使用共振隔離的方式來解決，通過共振解耦，使得進氣歧管傳遞到節氣門的隔振率大于3倍，將振動加速度由60 G降低到20 G以內，使振動滿足節氣門使用的要求。

最終通過將節氣門與進氣歧管之間的連接改為軟連接的方式，以此來隔斷進氣歧管在150 Hz時60 G振動加速度傳遞給節氣門，通過橡膠軟管的減振后，要求傳遞給節氣門處振動需要小于20 G， 由于進氣歧管在發動機轉速1 800 r/min下振動較小，所以需要隔振的頻率為60 Hz以上,節氣門后進氣膠管的剛度為106 N/mm。

圖9 節氣門與進氣歧管采用膠管連接的結構示意圖

根據以上理論計算的結果，要求隔振膠管的剛度小于106 N/mm。由于直徑在5 mm以內進氣的膠管在沿中心線方向的剛度值很難達到要求，為了驗證不同長度膠管的隔振效果，制作了4種長度的膠管(5 mm、10 mm、15 mm、20 mm)進行振動的測試，具體布置情況如10所示。

圖10 傳感器布置位置情況

各種長度膠管方案振動峰值對比如表4所示。

通過上述振動測試結果對比，當節氣門后進氣膠管的有效長度采用10 mm,加上連接長度，總長度為40 mm時，振動最小，振動加速度小于25 G，滿足振動限值的要求。由于膠管的有效長度很短，同時避免了膠管由于進氣負壓導致的被吸扁現象。

表4 各種長度膠管方案振動峰值對比

節氣門的振動問題已經得到了較好的解決，但是質量2.3 kg的節氣門系統僅僅通過一個10 mm壁厚的膠管懸空連接的話，整車耐久性無法達到要求，需要設計一個節氣門的支撐支架用于節氣門的固定，為了避免和方案2一樣出現節氣門的振動通過支架傳遞給固定螺栓而導致螺栓斷裂的情況。需要隔斷傳遞給固定螺栓的振動，節氣門通過有效長度10 mm膠管連接后在最大振動點的頻率為133 Hz。為了隔斷此頻率，節氣門支架橡膠墊的剛度為803 N/mm。

帶橡膠隔振機構的節氣門支架，如圖11所示，節氣門與支架之間通過3個減振橡膠墊連接。

圖11 帶橡膠隔振機構的節氣門支架結構示意圖

單個橡膠減振墊的剛度為226 N/mm，因此節氣門支架的總橡膠減振機構的剛度為678 N/mm，剛度滿足設計要求。單個橡膠減振墊的剛度測試如圖12所示。

圖12 單個橡膠減振墊的剛度測試情況

對于新的節氣門連接系統進行振動測試如圖13所示。振動測試結果為X軸振動加速度為24.1 G(5 550 r/min)，Y軸和Z軸無振動。

圖13 單個橡膠減振墊的剛度測試

原整機狀態下的節氣門處的振動達到了60 G，導致整車在路試過程中節氣門驅動電機部件由于振動超標而快速損壞，改進后節氣門處的振動小于25 G，滿足節氣門振動限值的要求，通過多輪整車耐久的考驗和售后市場的驗證。本方案巧妙地通過使用橡膠軟管減振連接的方式，有效避免了進氣歧管將過大的振動傳遞給節氣門，同時通過減振支架的設計，最終有效阻隔了節氣門振動的傳遞路徑，避免了由于過大的振動傳遞導致螺栓斷裂的問題。

3 結論

發動機作為整車振動的主要來源，自身振動頻率覆蓋范圍較寬，所以對于安裝在發動機上的零件，在設計安裝時就必須考慮避開發動機的振動頻率，以免出現共振的問題[4]。

固定在發動機上的零件系統設計主要分為2大類：

(1)安裝點振動很小，符合零件的振動要求。由于安裝位置的振動本身滿足零件的振動要求，此時只需要注意設計安裝零件的支架時，支架本身的固有頻率大于發動機的自振頻率，確保不會因為安裝位置的振動經過支架傳遞過程中出現共振的問題。

(2)安裝點振動幅值與振動加速度很大，不符合零件的安裝要求。零件直接通過剛性支架安裝時振動肯定超標，這樣就需要設計帶減振作用的支架用于吸收固定點的振動，基點的振動經過減振支架后傳給零件的振動被隔振后能夠滿足零件對于振動的要求，這樣才能保證零件的振動不超標。