唐自強(qiáng)，楊金才，劉 剛，劉 斌，李 建，張 亮

(1.汽車噪聲振動(dòng)和安全技術(shù)國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，重慶 401120； 2.重慶長安動(dòng)力研究院，重慶 401120)

前言

鏈傳動(dòng)系統(tǒng)具有結(jié)構(gòu)緊湊、傳遞功率高、可靠性和耐磨性好、設(shè)計(jì)形式多樣和終身免維護(hù)等優(yōu)點(diǎn)[1]，且靜音鏈的NVH性能良好，目前市場上許多汽車產(chǎn)品采用鏈傳動(dòng)作為配氣正時(shí)傳動(dòng)系統(tǒng)和機(jī)油泵傳動(dòng)系統(tǒng)[2]。鏈傳動(dòng)的廣泛運(yùn)用也導(dǎo)致了發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)和制造過程會(huì)產(chǎn)生與之相關(guān)的問題。某款伊蘭特VVT汽車曾出現(xiàn)怠速不穩(wěn)、急加速的故障，經(jīng)診斷為該車維修時(shí)油道清洗不徹底導(dǎo)致小金屬碎片將CVVT系統(tǒng)OCV閥卡死，CVVT系統(tǒng)工作失效[3]。一輛行駛了7萬km的奧迪A6(1.8T)轎車在運(yùn)行中突然熄火，檢查發(fā)現(xiàn)由于正時(shí)皮帶液壓張緊器漏油導(dǎo)致正時(shí)錯(cuò)亂和頂氣門所致[4]。正時(shí)系統(tǒng)不僅存在各種影響發(fā)動(dòng)機(jī)正常運(yùn)行的故障問題，且還有很多NVH方面的問題。如正時(shí)鏈條嘯叫、機(jī)油泵轉(zhuǎn)子嘯叫和各種正時(shí)系統(tǒng)異響問題。某款發(fā)動(dòng)機(jī)在冷車起動(dòng)或轉(zhuǎn)速突變等特殊情況下，張緊器柱塞受到瞬時(shí)沖擊力導(dǎo)致柱塞卡滯從而運(yùn)行不暢產(chǎn)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(yùn)行不暢從而降低發(fā)動(dòng)機(jī)輪系噪聲。為改善某四缸增壓柴油發(fā)動(dòng)機(jī)的NVH性能，孫立永等[6]采用優(yōu)化正時(shí)系統(tǒng)罩蓋、調(diào)節(jié)皮帶的張緊力和增加惰輪等方法降低動(dòng)力總成的低頻噪聲取得明顯效果。

目前國內(nèi)外學(xué)者在噪聲機(jī)理研究中分為3大類：機(jī)械噪聲、燃燒噪聲和空氣動(dòng)力噪聲[7]。為快速精準(zhǔn)地區(qū)分識別這3類噪聲，噪聲源識別和分離技術(shù)迅速發(fā)展。噪聲識別技術(shù)主要有鉛屏蔽法、近場測量法、聲強(qiáng)法、表面振動(dòng)法和聲全息法等；噪聲的分離技術(shù)主要有傳遞函數(shù)法、濾波法和盲分離法等。隨著噪聲識別和分離技術(shù)的發(fā)展，國內(nèi)外對噪聲的控制與預(yù)測的理論和試驗(yàn)研究逐漸成熟，噪聲預(yù)測方法大致可分為振動(dòng)法、神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)法和數(shù)值解法3類；而噪聲控制方法則大致分為降低噪聲源激勵(lì)、控制傳播路徑和聲輻射模態(tài)研究。

本文中針對某款正在研發(fā)中的發(fā)動(dòng)機(jī)的正時(shí)鏈條系統(tǒng)敲擊噪聲，運(yùn)用近場測量法和表面振動(dòng)法識別噪聲來源，應(yīng)用小波分析和角度域分析技術(shù)，從潤滑系統(tǒng)和曲軸系統(tǒng)等方面研究敲擊噪聲的機(jī)理，闡明了產(chǎn)生敲擊的直接原因與根本原因，并基于敲擊機(jī)理通過降低噪聲源激勵(lì)的噪聲控制方法，提出有效解決方案。

1 正時(shí)系統(tǒng)敲擊問題

1.1 發(fā)動(dòng)機(jī)正時(shí)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)

發(fā)動(dòng)機(jī)正時(shí)系統(tǒng)主要由曲軸鏈輪、凸輪軸鏈輪、張緊導(dǎo)軌、固定導(dǎo)軌、張緊器和鏈條組成，其作用是將曲軸驅(qū)動(dòng)力傳遞給凸輪軸以驅(qū)動(dòng)配氣機(jī)構(gòu)正常工作。圖1為正時(shí)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)示意圖。

圖1 正時(shí)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)示意圖

由圖1可知，正時(shí)系統(tǒng)工作時(shí)敲擊可能產(chǎn)生的原因有：(1)張緊器內(nèi)柱塞通過彈簧提供支撐，張緊器與動(dòng)軌接觸，當(dāng)轉(zhuǎn)速波動(dòng)較大時(shí)，動(dòng)軌擺動(dòng)速度變化快而正時(shí)張緊器柱塞響應(yīng)較慢，從而張緊器柱塞與動(dòng)軌脫離產(chǎn)生敲擊；(2)正時(shí)張緊器柱塞與張緊器殼體敲擊；(3)張緊器卡環(huán)與張緊器殼體敲擊；(4)由于安裝導(dǎo)致的可變凸輪相位器敲擊；(5)曲軸扭振導(dǎo)致的機(jī)油泵的齒輪敲擊。

1.2 敲擊噪聲問題描述

發(fā)動(dòng)機(jī)敲擊噪聲均產(chǎn)生在發(fā)動(dòng)機(jī)經(jīng)過10h以上的放置后第1次起動(dòng)時(shí)產(chǎn)生“咔咔”噪聲，發(fā)動(dòng)機(jī)輪系前端能明顯感知；第2次起動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)時(shí)無“咔咔”噪聲；后續(xù)間隔1h內(nèi)，起動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)時(shí)未出現(xiàn)“咔咔”噪聲；再將異響發(fā)動(dòng)機(jī)放置10h后，再次起動(dòng)，“咔咔”噪聲復(fù)現(xiàn)。該噪聲持續(xù)時(shí)間短，0.5-1s后消失，傳聲器距離發(fā)動(dòng)機(jī)外包絡(luò)面1m測得的正時(shí)鏈輪系起動(dòng)噪聲的時(shí)間歷程如圖2所示。

圖2 發(fā)動(dòng)機(jī)正時(shí)鏈輪系1m起動(dòng)噪聲時(shí)域曲線

根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲的表現(xiàn)形式可以推斷：(1)第1次起動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)后，發(fā)動(dòng)機(jī)內(nèi)部產(chǎn)生“咔咔”噪聲的條件改變；(2)在發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行過程中“咔咔”聲產(chǎn)生的條件在逐漸消失；(3)產(chǎn)生“咔咔”聲的條件恢復(fù)時(shí)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(shí)間分辨率和較低的頻率分辨率，在低頻部分具有較低的時(shí)間分辨率和較高的頻率分辨率[8]。小波分析被廣泛應(yīng)用于信號分析、圖像處理、語音合成和地震檢測等領(lǐng)域；機(jī)械故障診斷時(shí)分析聲音和振動(dòng)信號也嘗試運(yùn)用小波技術(shù)。

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

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

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

信號在某一尺度a和平移點(diǎn)τ上的小波變換系數(shù)實(shí)際表征的是位置τ處、時(shí)間段aΔt上包含在中心頻率為和帶寬為頻窗內(nèi)的頻率分量。

由于小波變換具有多分辨率(多尺度)特點(diǎn)，可由粗及細(xì)地逐步觀察信號，故適當(dāng)?shù)剡x擇母小波，可使小波變換在時(shí)、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(tài)或異常點(diǎn)。

2.2 敲擊噪聲源識別

試驗(yàn)測試設(shè)備與測試狀態(tài)：運(yùn)用LMS設(shè)備采集噪聲和振動(dòng)信號，采用ICP加速度計(jì)和傳聲器測量發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)和噪聲；首次起動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)前，保證發(fā)動(dòng)機(jī)靜置時(shí)間足夠長(10h以上)。

圖3 加速度計(jì)和傳聲器安裝位置

加速度計(jì)和傳聲器的布置如圖3所示。在距離起動(dòng)電機(jī)10cm，正時(shí)罩殼上10cm、正時(shí)罩殼下10cm位置分別放置傳聲器；而加速度計(jì)測點(diǎn)位置則為：起動(dòng)電機(jī)、發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)油道口、正時(shí)罩殼下部靠近排氣側(cè)(機(jī)油泵附近)、正時(shí)罩殼下部靠近進(jìn)氣側(cè)(液壓張緊器附近)、缸蓋罩前端、進(jìn)氣側(cè)缸蓋近端與遠(yuǎn)端和排氣側(cè)缸蓋近端(近液壓挺柱)。

圖4 敲擊噪聲時(shí)域曲線

圖4 為敲擊噪聲時(shí)域曲線。由圖可知，在起動(dòng)電機(jī)起動(dòng)0.86s后，時(shí)域噪聲曲線出現(xiàn)了持續(xù)0.85s的毛刺；其中正時(shí)罩殼下近場10cm的毛刺峰值最大。圖5為發(fā)動(dòng)機(jī)起動(dòng)噪聲時(shí)域數(shù)據(jù)的小波變換，由圖可看出“咔咔”噪聲的時(shí)頻關(guān)系：在5-5.85s存在持續(xù)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(chǎn)生，且敲擊作用的位置在正時(shí)系統(tǒng)輪系附近。

圖5 敲擊噪聲小波變換

圖6 為各測點(diǎn)的振動(dòng)時(shí)域信號。由圖可見，正時(shí)罩殼下部進(jìn)氣和排氣側(cè)振動(dòng)信號比其他測點(diǎn)大，分別對應(yīng)液壓正時(shí)張緊器和機(jī)油泵。

圖6 各測點(diǎn)振動(dòng)時(shí)域信號

根據(jù)敲擊異響的區(qū)域，可能存在的異響源主要有：機(jī)油泵、正時(shí)張緊器和正時(shí)鏈條。現(xiàn)設(shè)計(jì)異響部件試驗(yàn)驗(yàn)證方案如下。

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

圖7 驗(yàn)證試驗(yàn)加速度計(jì)安裝位置

在發(fā)動(dòng)機(jī)起動(dòng)過程中，Sensor1(正時(shí)張緊器殼體)和Sensor2(張緊器下方缸體)出現(xiàn)異響的時(shí)間段的時(shí)域信號和振動(dòng)小波如圖8所示。由圖可見，Sensor1的振動(dòng)能量為 Sensor2的 160倍，呈現(xiàn)出1 500Hz以上的明顯寬頻敲擊振動(dòng)特征。

圖8 驗(yàn)證試驗(yàn)測點(diǎn)振動(dòng)對比

該試驗(yàn)排除了機(jī)油泵對起動(dòng)異響的影響，鎖定了異響源為液壓正時(shí)張緊器。

解析正時(shí)張緊器，并對正時(shí)張緊器限位卡環(huán)做ABA驗(yàn)證，發(fā)現(xiàn)異響產(chǎn)生的直接原因是限位卡環(huán)撞擊正時(shí)張緊器殼體。當(dāng)去掉限位卡環(huán)后進(jìn)行發(fā)動(dòng)機(jī)久置后起動(dòng)試驗(yàn)時(shí)，金屬敲擊噪聲消失，且Sensor1的振動(dòng)幅值降低至原來的1/10。正時(shí)張緊器部件解析和ABA試驗(yàn)結(jié)果如圖9所示。

圖9 限位卡環(huán)ABA驗(yàn)證

2.3 異響產(chǎn)生機(jī)理分析

2.3.1 異響周期性

將正時(shí)罩殼下部振動(dòng)時(shí)域信號的時(shí)間軸放大，可以發(fā)現(xiàn)，振動(dòng)峰值的時(shí)間間隔很短，通過轉(zhuǎn)速和各峰值時(shí)間間隔計(jì)算得到異響的周期性，可知曲軸每轉(zhuǎn)一圈，異響發(fā)生兩次，詳見表1和圖10。

2.3.2 張緊器內(nèi)充油量與敲擊噪聲的關(guān)系

減小張緊器內(nèi)機(jī)油泄漏量，對久置后起動(dòng)敲擊噪聲產(chǎn)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(fā)動(dòng)機(jī)放置6和12h，Δ1為起動(dòng)電機(jī)開始工作到正時(shí)液壓張緊器產(chǎn)生敲擊的時(shí)間，Δ2為正時(shí)液壓張緊器敲擊聲持續(xù)時(shí)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(shí)間越久，回流到油底殼的機(jī)油量越大，從而油道內(nèi)機(jī)油少，起動(dòng)時(shí)油壓建立時(shí)間越長，Δ1時(shí)間越短，Δ2時(shí)間越長。

結(jié)合主觀評價(jià)，可歸納為當(dāng)張緊器內(nèi)充油量越少時(shí)：(1)起動(dòng)時(shí)正時(shí)張緊器振動(dòng)幅值越大；(2)從發(fā)動(dòng)機(jī)起動(dòng)到產(chǎn)生敲擊的時(shí)間越短；(3)起動(dòng)過程正時(shí)張緊器敲擊振動(dòng)持續(xù)時(shí)間越長；(4)起動(dòng)時(shí)金屬敲擊噪聲越明顯。

表1 敲擊異響次數(shù)與曲軸轉(zhuǎn)動(dòng)圈數(shù)關(guān)系

圖10 敲擊振動(dòng)信號和轉(zhuǎn)速的時(shí)間歷程

2.3.3 柱塞反作用力與敲擊噪聲的關(guān)系

正時(shí)鏈系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)特性采用以下模型表述：

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

在模型中，用2D模型來模擬鏈條平面運(yùn)動(dòng)，兩個(gè)鏈節(jié)之間的連接相當(dāng)于一個(gè)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(jié)的剛度；Clink為阻尼系數(shù)；Δ為相鄰鏈節(jié)旋轉(zhuǎn)中心的相對位移；為 Δ對時(shí)間的導(dǎo)數(shù)[10]。由上式知，F(xiàn)link是Δ和的函數(shù)，又因

式中：Y′為笛卡爾坐標(biāo)系速度；B為笛卡爾坐標(biāo)與相對坐標(biāo)間速度的轉(zhuǎn)換矩陣[10]。

因此，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)起動(dòng)轉(zhuǎn)速越高(Y′越大)時(shí)，鏈條相鄰鏈節(jié)的相對速度越大，鏈條的傳遞力Flink越大。圖12為發(fā)動(dòng)機(jī)正時(shí)系統(tǒng)鏈條張緊力實(shí)測值。由圖可見，隨著發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的升高，鏈條張緊力增大。

圖12 正時(shí)鏈條張緊力與發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速關(guān)系曲線

根據(jù)力矩平衡原理，張緊器柱塞對張緊導(dǎo)軌的作用力F反力與松邊鏈條張緊力Flink的關(guān)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(dǎo)軌回轉(zhuǎn)中心的距離；L為張緊器作用反力到張緊導(dǎo)軌回轉(zhuǎn)中心的距離。

根據(jù)式(7)，柱塞反作用力和鏈條張緊力存在與θ，Lt和L相關(guān)的比例關(guān)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(guān)，故隨著鏈條動(dòng)軌的擺動(dòng)(θ變化)，柱塞反作用力存在周期性變化規(guī)律。如圖13所示，曲軸旋轉(zhuǎn)360°范圍內(nèi)，柱塞反作用力出現(xiàn)兩個(gè)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(zhuǎn)角的關(guān)系

根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)的曲軸轉(zhuǎn)角信號和張緊器的振動(dòng)信號，通過角度域分析得出異響敲擊振動(dòng)時(shí)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(zhuǎn)一周，敲擊發(fā)生兩次，如圖14所示。

圖14 異響敲擊振動(dòng)與曲軸轉(zhuǎn)角的關(guān)系

2.3.4 張緊器敲擊產(chǎn)生過程

圖15為張緊器的受力分析圖。圖中F1為機(jī)油壓力，F(xiàn)2為張緊器內(nèi)彈簧力，F(xiàn)3為正時(shí)鏈條系統(tǒng)動(dòng)軌與張緊器柱塞的接觸力(周期內(nèi)峰值)，F(xiàn)0為限位卡環(huán)與殼體接觸力，x為柱塞運(yùn)動(dòng)范圍。敲擊異響從產(chǎn)生到消失可分為如下4個(gè)階段。

(1)靜力平衡階段 發(fā)動(dòng)機(jī)停止時(shí)，鏈條存在初始張緊力并作用在動(dòng)軌上與柱塞接觸產(chǎn)生力F3，此時(shí)機(jī)油壓力F1＝0，彈簧力F2與F3平衡(此時(shí)x≠0)。

(2)轉(zhuǎn)速上升階段 發(fā)動(dòng)機(jī)起動(dòng)，隨著起動(dòng)轉(zhuǎn)速的升高鏈條張緊力和F3都隨之增大，此時(shí)由于起動(dòng)時(shí)間太短，油壓還尚未建立，F(xiàn)1＝0，導(dǎo)致彈簧進(jìn)一步壓縮，x變??；直到x減小為0，F(xiàn)3↑＝F2max+F0↑，隨著轉(zhuǎn)速繼續(xù)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(nèi)充滿機(jī)油，機(jī)油壓力開始建立，且此時(shí)轉(zhuǎn)速開始降低，F(xiàn)3↓＝F1↑+F2↓+F0↓。

(4)油壓、轉(zhuǎn)速穩(wěn)定階段 油壓穩(wěn)定后，F(xiàn)1保持不變；轉(zhuǎn)速穩(wěn)定后，F(xiàn)3保持不變；此時(shí) F3＝F1+F2，x≠0，卡環(huán)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(shí)施

方案一：取消限位卡環(huán)，能從源頭直接消除敲擊異響，但不限位的張緊器容易出現(xiàn)張緊器的位移波動(dòng)和鏈條傳動(dòng)耦合振動(dòng)，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(jī)油回流，從而縮短機(jī)油壓力建立的時(shí)間。但如果發(fā)動(dòng)機(jī)放置時(shí)間過長，依舊會(huì)出現(xiàn)油壓建立時(shí)間長，不能在初始起動(dòng)時(shí)以機(jī)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(dòng)時(shí)域信號。從圖中可知，采用小泄油量方案，放置2天的發(fā)動(dòng)機(jī)張緊器的敲擊振動(dòng)幅值依然很大。

方案三：增大液壓張緊器內(nèi)的彈簧剛度，將優(yōu)化方案的彈簧剛度增大到原來剛度的2.1倍，結(jié)果如圖17所示，發(fā)動(dòng)機(jī)放置2天后起動(dòng)，沒有出現(xiàn)敲擊噪聲，且振動(dòng)幅值較異響時(shí)振動(dòng)明顯減弱，前后兩次啟動(dòng)張緊器振動(dòng)幅值差別不大。

圖16 張緊器振動(dòng)時(shí)域信號(小泄油量方案)

圖17 放置2天后張緊器振動(dòng)時(shí)域信號(增大彈簧剛度方案)

張緊器內(nèi)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(shí)鏈條系統(tǒng)的設(shè)計(jì)要求，須通過正時(shí)鏈條系統(tǒng)動(dòng)態(tài)試驗(yàn)驗(yàn)證正時(shí)系統(tǒng)設(shè)計(jì)的可靠性。動(dòng)態(tài)試驗(yàn)傳感器布置如圖18所示。左下角安裝了一個(gè)可以測試張緊器柱塞位移的特制正時(shí)液壓張緊器，柱塞旁安裝了一根細(xì)鐵桿隨著柱塞運(yùn)動(dòng)而運(yùn)動(dòng)，細(xì)鐵桿做往復(fù)運(yùn)動(dòng)改變運(yùn)動(dòng)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(dòng)軌和定軌分別加工了一個(gè)工藝槽，用以安裝壓電傳感器，分別測試動(dòng)軌和定軌的鏈條力。

圖18 正時(shí)系統(tǒng)鏈條動(dòng)態(tài)試驗(yàn)傳感器布置圖

試驗(yàn)結(jié)果表明，張緊器柱塞的最大行程小于設(shè)計(jì)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(yōu)化方案不影響正時(shí)系統(tǒng)的可靠性。

4 結(jié)論

通過利用傳聲器和振動(dòng)加速度計(jì)測試出的噪聲、振動(dòng)特征和振動(dòng)幅值，確定了異響源位置；通過解析張緊器，確定產(chǎn)生敲擊的部位——張緊器內(nèi)部限位卡環(huán)。

正時(shí)張緊器的卡環(huán)敲擊殼體的特征：敲擊具有周期性，曲軸旋轉(zhuǎn)360°發(fā)生兩次敲擊；潤滑系統(tǒng)內(nèi)的機(jī)油量與發(fā)動(dòng)機(jī)異響發(fā)生概率和異響敲擊強(qiáng)度關(guān)系密切；發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和柱塞反作用力成正相關(guān)，且曲軸轉(zhuǎn)一圈，柱塞反作用力出現(xiàn)兩次峰值。

正時(shí)張緊器敲擊的機(jī)理：由于發(fā)動(dòng)機(jī)起動(dòng)過程中機(jī)油壓力尚未建立，僅能依靠張緊器內(nèi)彈簧克服動(dòng)軌對柱塞的接觸力；由于發(fā)動(dòng)機(jī)起動(dòng)轉(zhuǎn)速較高，彈簧不足以克服動(dòng)軌對柱塞的接觸力，導(dǎo)致柱塞上的限位卡環(huán)敲擊殼體產(chǎn)生異響。

正時(shí)張緊器敲擊解決方案：將正時(shí)張緊器內(nèi)彈簧剛度增大到原來的2.1倍后，即使發(fā)動(dòng)機(jī)放置2天，卡環(huán)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(shí)系統(tǒng)的可靠性和功能要求。建議在設(shè)計(jì)發(fā)動(dòng)機(jī)潤滑系統(tǒng)時(shí)，應(yīng)避免液壓元件工作時(shí)由于機(jī)油壓力不足或充油時(shí)間太長而引起的異響。