羅秋萍 劉勝強 劉 川 楊建林 朱鋼毅 孫 蕭

（寧波吉利羅佑發(fā)動機零部件有限公司 浙江 寧波 315336）

引言

正時系統(tǒng)是發(fā)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(fā)動機內(nèi)部起到橋梁的作用。同時，正時系統(tǒng)能保證發(fā)動機精確的配氣相位，維持發(fā)動機正常工作[1]。

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

本文主要的研究內(nèi)容是正時鏈條張緊器在無質(zhì)量問題的前提下產(chǎn)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(jié)構(gòu)與工作原理

正時鏈條張緊器的結(jié)構(gòu)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(huán)（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(nèi)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(fā)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(chǎn)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(xiàn)波動時，動軌繞著固定點小幅旋轉(zhuǎn)，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(chǎn)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(chǎn)生的機理

正時鏈條張緊器通過柱塞壓縮產(chǎn)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(xiàn)鏈條拍打動軌產(chǎn)生鏈條拍打噪聲，或動軌與正時鏈條張緊器柱塞分離，產(chǎn)生動軌與正時鏈條張緊器柱塞敲擊噪聲。正向設(shè)計開發(fā)正時系統(tǒng)時，需要進行動態(tài)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(nèi)張力與柱塞振幅要求。但是動態(tài)測試無法覆蓋所有發(fā)動機工況，即使進行了正時鏈條張緊器選型，仍有產(chǎn)生正時鏈條張緊器敲擊噪聲的風(fēng)險。尤其是當機油溫度較低時，容易產(chǎn)生敲擊噪聲。低速時，VVT（可變氣門正時）調(diào)節(jié)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(chǎn)生正時鏈條張緊器敲擊噪聲。同時，因為低速時，發(fā)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(fā)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(tǒng)抖動的原因及解決正時鏈條張緊器低速敲擊噪聲的相應(yīng)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(nèi)部高壓腔的機油可壓縮性小，柱塞壓縮過程會產(chǎn)生阻尼力。但如果內(nèi)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(nèi)部空氣。

為了使正時鏈條張緊器柱塞內(nèi)部排氣順暢，柱塞頂端設(shè)計排氣孔，同時正時系統(tǒng)布局時需要考慮發(fā)動機整機在發(fā)動機機艙內(nèi)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(nèi)部排氣孔排出。

調(diào)整正時鏈條張緊器阻尼力，主要是調(diào)整這2個途徑的機油泄出速度。

途徑1 機油泄出速度調(diào)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(chǎn)品平臺化考慮，會將配合間隙設(shè)計為固定范圍。

途徑2 機油泄出速度調(diào)整方法為通過調(diào)整柱塞內(nèi)部機油頂端泄出速度，這是最常見的調(diào)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(diào)整機油泄出量的作用。

機型A 的控油盤結(jié)構(gòu)如圖3 所示。

圖3 控油盤

調(diào)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(chǎn)生敲擊噪聲的發(fā)動機上進行NVH 性能測試，測試結(jié)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(tǒng)內(nèi)張力增大，增大了鏈條嘯叫風(fēng)險。若鏈條內(nèi)張力超過了鏈條疲勞極限，鏈條會出現(xiàn)疲勞斷裂失效現(xiàn)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(fēng)險，并進行正時系統(tǒng)動態(tài)測試以評估鏈條受力，確定鏈條內(nèi)張力是否在設(shè)計范圍內(nèi)。

3.2 增大正時鏈條張緊器單向閥進油量與增設(shè)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(chǎn)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(dǎo)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(nèi)出現(xiàn)部分真空，而柱塞進入了下一個振動循環(huán)，因真空的可壓縮性，使得阻尼力大幅度減小，進而導(dǎo)致正時鏈條張緊器產(chǎn)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(jié)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(jīng)測試發(fā)現(xiàn)，正時鏈條張緊器出現(xiàn)低速敲擊振動時，低壓腔油壓出現(xiàn)負壓。如圖8 所示。

圖8 正時鏈條張緊器敲擊振動對應(yīng)低壓腔油壓

原因是正時系統(tǒng)為了克服負載波動，正時鏈條張緊器柱塞進行往復(fù)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(tǒng)抖動，柱塞位移增大，需要的機油量更大。惡性循環(huán)加劇了正時鏈條張緊器敲擊噪聲的產(chǎn)生。

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

圖9 為常見的正時鏈條張緊器低壓儲油腔結(jié)構(gòu)。

圖9 正時鏈條張緊器低壓儲油腔結(jié)構(gòu)示意圖

機型B 的正時鏈條張緊器增設(shè)低壓儲油腔后，進行了測試，結(jié)果如圖10 所示。

圖10 增設(shè)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(shè)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(zhuǎn)速機油壓力大時不容易發(fā)生的原因之一。

機型C 在正時鏈條張緊器出現(xiàn)敲擊噪聲工況進行機油泵高低壓模式切換，并進行測試，結(jié)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(jù)發(fā)動機凸輪軸轉(zhuǎn)矩設(shè)計，一般在50～110 N 范圍內(nèi)。當發(fā)動機剛起動，沒有阻尼力時，正時系統(tǒng)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(fā)動機起動時正時鏈條張緊器敲擊噪聲。

4 結(jié)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(shè)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(fā)動機起動時正時鏈條張緊器敲擊噪聲。