某款发动机主轴承座异响问题改进

2022-05-12陈丽霞何家栋孙红兵乔彦超

小型内燃机与车辆技术 2022年1期

陈丽霞胡广何家栋孙红兵乔彦超

（宁波吉利罗佑发动机零部件有限公司浙江宁波 315336）

引言

发动机向小而精方向发展，同时要保证高功率、高减振性能、高NVH 品质，对发动机的质量要求也就更为严格。发动机异响指发动机产生不正常的响声，主要有燃烧异响、空气动力异响及机械异响。机械异响指运动副配合间隙太大或配合面有损伤及结构设计缺陷，导致发动机运转过程中产生振动。本文主要对机械异响进行分析。

1 问题描述

某款3 缸汽油发动机，在暖机阶段，冷却水温为40～80 ℃之间，原地加速到1 200～2 100 r/min 转速范围内，存在“啪、啪、啪”敲击声。车外较明显，车内开窗可识别，完全热机后消失。

故障分析步骤如下：

1）打开发动机机舱盖，在机舱中通过听觉锁定异响源位置在整车前端，确定为发动机产生；

2）通过噪声振动专业识别设备对发动机异响产生位置及异响发生时刻进行检测识别。异响检测点如图1 所示。

图1 异响检测点

通过对异响检测点进行检测发现，异响位置在发动机的主轴承座。

3）异响时刻分析。异响时刻分析结果如图2 所示。

图2 异响时刻分析结果

从图2 所示的异响时刻分析结果可知，第1 次敲击异响出现在第1 缸上止点后15～20 °CA 的位置，为爆发压力最大的时刻。

2 原因分析

2.1 CAE 仿真分析

将第1 缸～第3 缸的4 个主轴承依次标记为MB1～MB4，通过有限元分析软件，对发动机运转过程中主轴承盖在各个工况的受力情况进行仿真分析。结果发现，4 个主轴承座存在受力不均的情况（见图3）。第2 主轴承座受力比第1 主轴承座大1 倍多。在第1 缸最大爆发压力时刻，第3 主轴承出现瞬间垂直向上的力。相比其他3 个主轴承盖，第3 主轴承盖受力最大（见图4）。结果是在同一爆发压力时刻各主轴承盖受力相差较大。

图3 受力仿真分析（n=1 500 r/min）

图4 受力仿真分析结果（n=1 500 r/min）

对不同主轴承座受力瞬间的振动加速度进行分析对比发现，第3 主轴承座的振动加速度明显大于其它主轴承座，约为其它主轴承座的8 倍（见图5），说明在此时刻，第3 主轴承盖受力最大。

图5 振动加速度仿真分析

2.2 台架NVH 异响源探测

在气缸体主轴承座上布置传感器进行NVH 异响源[1]探测（见图6），模拟发动机原地加速工况（加速到1 200～2 100 r/min），出现“啪、啪、啪”的异响，噪声较明显。

图6 台架探测异响源

图7 是转速为1 500 r/min、转矩为50 N·m 工况的异响测试结果。

图7 异响测试结果

从图7 可以看出，试验测试的敲击特征与仿真分析结果一致，第3 主轴承座的敲击能量最大。

结合仿真分析[2]及测试结果可知，敲击噪声发生在第1 缸压缩上止点后15～20°CA，为爆发压力最大时刻。此刻，第3 主轴承上侧存在一个突然出现的冲击力，该冲击力是由爆发压力和曲轴的惯性力合成产生的。

2.3 发动机润滑油路分析

机油泵通过主油道供给润滑油至主轴承座的过程中，润滑油路顺畅，无死区、无大量直角弯，可避免机油压力明显降低，保证稳定供给润滑油。

2.4 轴瓦分析

对轴瓦宽度、厚度及合金层材料进行分析，相关数据满足技术参数要求，轴瓦表面无明显磨损，无磕碰、无合金层脱落问题，油槽可得到有效润滑（见图8），说明轴瓦满足要求。

图8 轴瓦状态

2.5 缸体分析

缸体主轴承座螺栓拆卸力矩满足要求，无力矩衰减问题，说明螺栓无松动，螺栓残余预紧系数满足要求。

对缸体主轴孔进行检测评价，主轴孔位置度要求为0.1 mm，实测为0.08 mm，位置度满足要求，无位置偏置导致异响问题；主轴孔直径及同轴度无偏差，满足设计要求。

2.6 曲轴分析

1）对曲轴轴径进行检测评价：曲轴轴颈无裂纹、压伤等缺陷，主轴颈、同轴度、位置度以及表面粗糙度均满足设计要求，无超差问题。

2）对曲轴结构分析发现，曲轴平衡块设计成不对称的结构。常规发动机曲轴是偶数平衡块设计，该发动机曲轴是5 平衡块设计（见图9），第3 主轴承（MB3）的曲柄臂只有一侧有平衡块，另一侧无平衡块。此类设计可极大地减小曲轴的质量，降低做功损失及曲轴制造成本，但在发动机做功行程，主轴承座受力不均，第3 主轴承受到的冲击力过大，会产生明显的敲击噪声。