正時鏈條張緊器低速敲擊噪聲降低方法的研究

羅秋萍 劉勝強 劉 川 楊建林 朱鋼毅 孫 蕭

（寧波吉利羅佑發動機零部件有限公司 浙江 寧波 315336）

引言

正時系統是發動機連接曲軸與凸輪軸，以及平衡軸或機油泵、水泵等負載的裝置，通過輪齒嚙合傳遞動力，在發動機內部起到橋梁的作用。同時，正時系統能保證發動機精確的配氣相位，維持發動機正常工作[1]。

正時系統主要靠橡膠皮帶或鏈條傳遞動力。隨著發動機功率和轉矩的不斷提高，需要更加可靠的正時系統。由于鏈條可靠性較高，逐漸替代了皮帶。

本文主要的研究內容是正時鏈條張緊器在無質量問題的前提下產生低速敲擊噪聲的機理及噪聲降低方法。

1 正時鏈條張緊器的結構與工作原理

正時鏈條張緊器的結構如圖1 所示。

正時鏈條張緊器主要由殼體、主彈簧、柱塞、安裝卡環（或插銷）、防跳齒卡簧（或棘齒）、控油盤、單向閥等組成。其中，作為重要組成部分的單向閥是一個組件，由底座、墊片、鋼球、彈簧與閥帽組成。因為單向閥的單向流通特性，殼體內腔體被分為提供阻尼的高壓腔與補油的低壓腔。

正時鏈條張緊器柱塞在主彈簧力作用下伸出與動軌接觸，彈簧力將正時鏈條繃緊。發動機起動后，低壓腔的機油克服單向閥開啟壓力，快速通過閥帽，補充進高壓腔。此時，正時鏈條張緊器產生的張緊力主要由柱塞彈簧力和機油壓力提供。當松邊鏈條出現波動時，動軌繞著固定點小幅旋轉，壓縮正時鏈條張緊器柱塞，高壓腔體積變小。由于機油的可壓縮性較小，柱塞在被壓縮過程中，機油通過柱塞前端的阻尼小孔和柱塞與殼體的配合間隙泄出。泄油產生的阻尼吸收鏈條的波動，降低了嚙合噪聲[2-3]。

2 正時鏈條張緊器敲擊噪聲產生的機理

正時鏈條張緊器通過柱塞壓縮產生的阻尼力來抑制鏈條的抖動，若正時鏈條張緊器無法抑制鏈條的抖動，則會出現鏈條拍打動軌產生鏈條拍打噪聲，或動軌與正時鏈條張緊器柱塞分離，產生動軌與正時鏈條張緊器柱塞敲擊噪聲。正向設計開發正時系統時，需要進行動態試驗來對正時鏈條張緊器進行選型，因為正時鏈條張緊器需滿足鏈條內張力與柱塞振幅要求。但是動態測試無法覆蓋所有發動機工況，即使進行了正時鏈條張緊器選型，仍有產生正時鏈條張緊器敲擊噪聲的風險。尤其是當機油溫度較低時，容易產生敲擊噪聲。低速時，VVT（可變氣門正時）調節角度較大，機油消耗較大，且機油壓力較低，供給正時鏈條張緊器的機油壓力降低，因此低速時容易產生正時鏈條張緊器敲擊噪聲。同時，因為低速時，發動機其他噪聲均較低，正時鏈條張緊器的敲擊噪聲比高速時明顯且易識別。

本文基于多款發動機的正時鏈條張緊器低速敲擊噪聲，研究正時鏈條張緊器無法抑制正時系統抖動的原因及解決正時鏈條張緊器低速敲擊噪聲的相應措施。

3 降低正時鏈條張緊器低速敲擊噪聲的方法

3.1 減少機油泄出量增大正時鏈條張緊器阻尼力

因正時鏈條張緊器殼體內部高壓腔的機油可壓縮性小，柱塞壓縮過程會產生阻尼力。但如果內部有空氣未及時排出，阻尼力會因為空氣的可壓縮性大幅度降低。因此，為保證正時鏈條張緊器正常工作，需排出內部空氣。

為了使正時鏈條張緊器柱塞內部排氣順暢，柱塞頂端設計排氣孔，同時正時系統布局時需要考慮發動機整機在發動機機艙內的傾斜角度。正時鏈條張緊器柱塞朝上布局，有利于氣體排出。

高壓腔的機油泄出有2 個途徑：

途徑1，如圖2 中紅色曲線，機油從柱塞與殼體配合間隙中流出；

圖2 正時鏈條張緊器機油流動路線

途徑2，如圖2 中橙色曲線，機油從柱塞內部排氣孔排出。

調整正時鏈條張緊器阻尼力，主要是調整這2個途徑的機油泄出速度。

途徑1 機油泄出速度調整方法為減小柱塞與殼體配合間隙，增大阻尼力[4-5]。但較多廠家基于柱塞運行過程同軸度要求、加工成本與產品平臺化考慮，會將配合間隙設計為固定范圍。

途徑2 機油泄出速度調整方法為通過調整柱塞內部機油頂端泄出速度，這是最常見的調整方式。一般在彈簧末端增加控油盤或者螺塞，通過控制控油盤或螺塞的迷宮尺寸起到調整機油泄出量的作用。

機型A 的控油盤結構如圖3 所示。

圖3 控油盤

調整控油盤迷宮槽的截面積，由0.09 mm2更改為0.32 mm2。振動頻率為25 Hz 時，阻尼力由210 N增大至580 N。在正時鏈條張緊器產生敲擊噪聲的發動機上進行NVH 性能測試，測試結果如圖4 和圖5所示。

圖5 不同控油盤迷宮槽截面積的正時鏈條張緊器振動云圖

從圖4 和圖5 可知，通過增大控油盤截面積來增大正時鏈條張緊器阻尼力，可以有效降低正時鏈條張緊器低速敲擊噪聲，正時鏈條張緊器振動加速度由110 g 減小至45 g。

但阻尼力增大的同時會帶來正時系統內張力增大，增大了鏈條嘯叫風險。若鏈條內張力超過了鏈條疲勞極限，鏈條會出現疲勞斷裂失效現象。因此，在通過增大正時鏈條張緊器阻尼力來降低正時鏈條張緊器低速敲擊噪聲時，需同步評估鏈條嘯叫風險，并進行正時系統動態測試以評估鏈條受力，確定鏈條內張力是否在設計范圍內。

3.2 增大正時鏈條張緊器單向閥進油量與增設儲油腔

如前所述，機油從正時鏈條張緊器低壓腔進入高壓腔，高壓腔機油泄出產生阻尼力。因為單向閥進油量等于機油消耗量，若低壓腔進油量不夠，即使減小了泄油速度，阻尼力也有可能無法增大。

柱塞往外伸出時，導致機油體積變化，需要單向閥及時補充機油。若單向閥進油不及時，高壓腔內出現部分真空，而柱塞進入了下一個振動循環，因真空的可壓縮性，使得阻尼力大幅度減小，進而導致正時鏈條張緊器產生敲擊噪聲。

機型B 為了增大單向閥進油量，由球閥更改為柱塞閥，進油口直徑從2.5 mm 更改至5 mm，如圖6所示。

圖6 增大單向閥進油孔

測試結果如圖7 所示。

圖7 正時鏈條張緊器低速敲擊振動加速度變化（綠色為增大單向閥進油孔）

從圖7 可以看出，增大單向閥進油孔后，正時鏈條張緊器低速敲擊振動加速度由37 g 減小至16 g。

若正時鏈條張緊器單向閥外部機油儲油量不夠，即使增大進油孔，仍無法有效增大實際進油量。

機型B 經測試發現，正時鏈條張緊器出現低速敲擊振動時，低壓腔油壓出現負壓。如圖8 所示。

圖8 正時鏈條張緊器敲擊振動對應低壓腔油壓

原因是正時系統為了克服負載波動，正時鏈條張緊器柱塞進行往復運動。當儲油不夠時，高壓腔體積變化迅速將低壓腔抽成真空。高壓腔機油得不到及時補充，阻尼力減小，加劇了正時系統抖動，柱塞位移增大，需要的機油量更大。惡性循環加劇了正時鏈條張緊器敲擊噪聲的產生。

因此，設計時通常增設低壓儲油腔來進行儲油。低壓儲油腔可設計在正時鏈條張緊器殼體上，也可以設計在缸體上。

圖9 為常見的正時鏈條張緊器低壓儲油腔結構。

圖9 正時鏈條張緊器低壓儲油腔結構示意圖

機型B 的正時鏈條張緊器增設低壓儲油腔后，進行了測試，結果如圖10 所示。

圖10 增設低壓儲油腔后正時鏈條張緊器敲擊振動加速度變化

從圖10 可以看出，增設低壓儲油腔后，正時鏈條張緊器低速敲擊振動加速度由200 g 減小至70 g。

3.3 增大主油道機油壓力

增大主油道機油壓力，也可以有效增大正時鏈條張緊器阻尼力，這也是正時鏈條張緊器敲擊噪聲在高轉速機油壓力大時不容易發生的原因之一。

機型C 在正時鏈條張緊器出現敲擊噪聲工況進行機油泵高低壓模式切換，并進行測試，結果如圖11所示。

圖11 機油泵高低壓模式下正時鏈條張緊器振動加速度變化

從圖11 可以看出，將機油泵低壓模式切換成高壓模式，正時鏈條張緊器低速敲擊噪聲明顯降低；再切換回低壓模式，正時鏈條張緊器低速敲擊噪聲明顯增大。

3.4 增大正時鏈條張緊器柱塞彈簧力

正時鏈條張緊器柱塞彈簧力根據發動機凸輪軸轉矩設計，一般在50～110 N 范圍內。當發動機剛起動，沒有阻尼力時，正時系統主要靠彈簧力抑制振動[5]。因此，增大正時鏈條張緊器柱塞彈簧力，可有效降低發動機起動時正時鏈條張緊器敲擊噪聲。

4 結論

1）減少機油泄出量增大正時鏈條張緊器阻尼力、增大正時鏈條張緊器單向閥進油量與增設低壓儲油腔、增大主油道機油壓力，均可有效降低正時鏈條張緊器低速敲擊噪聲。

2）增大正時鏈條張緊器柱塞彈簧力，可有效降低發動機起動時正時鏈條張緊器敲擊噪聲。