一種V型發動機正時鏈系統的設計方法

付振明 金玉謨 孟繁忠

1.青島征和工業有限公司，青島，266705 2.吉林大學，長春，130022

0 引言

近年來，隨著汽車工業的飛速發展，發動機正時系統已越來越多地采用鏈傳動來取代正時齒帶傳動或齒輪傳動。較大排量較大功率的V型發動機，尤其是較大排量（4000mL以上）的V型柴油發動機的正時系統，目前大都采用齒輪傳動，導致發動機正時系統體積龐大、笨重、噪聲大、振動大、使用壽命短，制約了發動機整機性能的提高。正時鏈傳動系統的尺寸緊湊、可靠性高、耐磨性高的顯著優點是齒輪傳動和齒帶傳動所不具備的，顯示了其廣闊的應用前景。

通常，汽車發動機鏈條（下稱“汽車鏈”）節距p為6.35～12.7mm[1]。目前，國際上各大汽車公司的許多轎車、貨車等產品的發動機正時傳動系統和機油泵傳動系統均采用了鏈傳動，國內生產的汽車發動機也越來越多地應用了汽車鏈產品，但主要還是依賴國外設計或進口正時鏈傳動系統[1]。

1 總體布局設計

通常，V型汽車發動機正時鏈系統由正時鏈條、主軸鏈輪、凸輪軸鏈輪、V型過渡鏈輪、導板組件、張緊臂組件和張緊器組成。本文提出的新型V型汽車發動機正時鏈系統如圖1所示，主要包括正時鏈條、主軸鏈輪、凸輪軸鏈輪、V型導軌、惰軸鏈輪、導板組件、張緊臂組件和張緊器。V型導軌由三個導板組件組成。采用一個惰軸鏈輪將鏈條的松邊分為兩段，并分別采用兩個張緊臂組件和兩個張緊器對鏈條的松邊進行張緊。該結構布局使發動機結構緊湊、可靠性高、耐磨性高，提高了發動機整機性能。

圖1 一種新型V型發動機正時鏈系統結構布局

該V型發動機正時鏈系統的特征如下：實現V型傳動的V型導軌工作曲面由五個曲率半徑圓弧組成；采用了大曲率半徑圓弧的緊邊導軌和次緊邊導軌，并使正時鏈條在緊邊和次緊邊形成內凹的小垂度張緊，以提高鏈傳動的平順性，減小振動和噪聲；采用一個傳動惰軸鏈輪將正時鏈條的松邊分為兩部分，設置了兩個液壓張緊器分別對正時鏈條進行張緊，減小了張緊器的工作行程，保證了正時鏈條在松邊形成內凹的適度垂度張緊，提高了正時鏈條傳動的平順性，改善了正時鏈條松邊受力，減小了振動和噪聲。

2 設計計算

2.1 正時鏈條的選擇計算及其靜強度驗算

汽車鏈通常采用壓力噴油潤滑。汽車鏈傳動選擇計算時，通常已知：傳動功率P、主動鏈輪轉速n1、從動鏈輪轉速n2，則傳動比i＝n1／n2。對于汽車鏈這樣的高速鏈傳動，在空間尺寸允許的條件下，建議主動鏈輪齒數z1≥21，并取奇數齒，則從動鏈輪齒數z2＝iz1。汽車鏈傳動的計算功率為

式中，f1為工作情況系數（表1）；f2為齒數系數（表2）；f5為排數系數（表3）。

表1 工作情況系數f1

表2 齒數系數f2

表3 排數系數f5

由計算得到的PC值和已知的n1值，在汽車鏈額定功率曲線圖上選擇相應的鏈號，此時汽車鏈的工作點（n1，PC）應位于所選擇鏈號的額定功率曲線下方。可供汽車鏈參照選用的05BT、06BT汽車鏈的額定功率曲線參見文獻[1]，其他鏈號的汽車鏈額定功率曲線可咨詢相關汽車鏈條公司。

應該指出，對于沒有額定功率曲線或沒有額定功率表可供參照選用的汽車鏈傳動的選擇計算，可通過靜強度的安全系數方法來進行驗算，這在工程設計中是可行的。汽車鏈靜強度的安全系數為

式中，Q為汽車鏈的抗拉強度；F為汽車鏈緊邊工作張力；d1為主動鏈輪分度圓直徑。

統計表明，取n為14～18較為適宜[1]。

2.2 V型導軌的設計計算

V型導軌由三個導板組件組成，如圖2所示，這三個導板組件分別是：一個V型底部的中間導板組件，兩個V型兩側對稱的側導板組件。

通常取：C1為0.35C～0.45C，C2為0.35C1～0.45C1，C3為 0.60（C1－C2）／2，C4∈ [25mm，45mm]，β3∈ [35°，45°]，β2＝β3／5。其中，C1為兩凸輪軸的中心距；C2為中間導板組件導向的頂圓弧弦長；C3為中間導板組件導向的二級圓弧水平弦長；C4為側導板組件外側距導向切點的距離；β2為中間導板組件導向的二級圓弧中心角；β3為中間導板組件導向的頂圓弧中心角。

圖2 V型導軌布局示意圖

V型導軌由五個曲率半徑圓弧組成（圖2）。由于左右對稱，故R1＝R5，R2＝R4。

由圖2可導出：

其中，R1為V型導軌左側一級圓弧曲率半徑，其圓弧中心坐標為

R2為V型導軌左側二級圓弧曲率半徑，其圓弧中心坐標為

R3為V型導軌頂圓弧曲率半徑，其圓弧中心坐標為

R4為V型導軌右側二級圓弧曲率半徑，其圓弧中心坐標為

R5為V型導軌右側一級圓弧曲率半徑，其圓弧中心坐標為

V型導軌由上述五個曲率半徑圓弧所組成，由此就確定了V型導軌的安裝位置。

2.3 正時鏈條垂度值的設計計算

正時鏈條緊邊、次緊邊和松邊的內凹垂度值的計算由圖3導出：

式中，h1為緊邊垂度值；h2為次緊邊垂度值；h3為松邊Ⅰ垂度值；h4為松邊 Ⅱ 垂度值；α1、α2、α3、α4分別為圓弧r1、r2、r3、r4所對應的中心角。

圖3 正時鏈條垂度值計算示意圖

3 正時鏈系統試驗

對于汽車鏈而言，衡量和評價其耐磨性能的指標不是摩擦學領域通常說的磨損量，而是對汽車鏈傳動可靠性產生直接影響的磨損伸長量ΔL。通常用汽車鏈的相對磨損伸長率ε（ε＝ΔL／L）（L 為汽車鏈長度）來表示[2]。

3.1 試驗規范

試驗是在自主研制的正時鏈系統高速試驗臺上進行的[3－4]，該試驗臺主要包括正時鏈條、主軸鏈輪、凸輪軸鏈輪、惰軸鏈輪、V型導軌、導板組件、張緊臂組件和張緊器、轉速傳感器、電動機（變頻器）和自動加載器，如圖4所示。

圖4 正時鏈系統高速試驗臺

試驗規范：應用本文設計方法設計的某公司6V發動機正時鏈系統采用了內－外復合嚙合齒形鏈，節距p＝8.0mm，鏈條節數Lp＝240。試驗鏈條經預跑合3min（主軸轉速1200r／min，鏈條緊邊張力8000N），主動鏈輪齒數z1＝25，從動鏈輪齒數z2＝25，壓力噴油潤滑油溫度40～65℃。主動鏈輪轉速n1＝5000r／min，試驗扭矩T＝25.0N·m，試驗時間均為500h，每隔25h在LZC－500型鏈條中心距測量儀上測量一次鏈長，測量載荷F＝440N。鏈條中心距a測量方法如圖5所示。

圖5 鏈條中心距測量方法示意圖

3.2 試驗結果

在試驗過程中的不同階段所測的齒形鏈的磨損伸長率的變化[5]如圖6所示。

圖6 正時鏈條磨損曲線

該內－外復合嚙合齒形鏈經500h試驗后的最大磨損伸長率ε＝0.529%，由正時齒形鏈系統500h試驗過程中良好的平順性和優異的耐磨性能可以表明，本文V型發動機正時鏈系統的設計方法是切實可行的。該6V發動機正時鏈系統已通過了主機廠的裝機性能試驗。

[1]孟繁忠，李寶林，呂翔，等.汽車發動機正時鏈系統設計方法[J].哈爾濱工業大學學報，2009，41（5）：122-124.

[2]孟繁忠，馮增銘，李純濤，等.新型齒形鏈磨損機制及其溫度和速度特性的試驗研究[J].摩擦學學報，2004，24（6）：560-563.

[3]付振明，金玉謨.一種變異嚙合機制的新型齒形鏈的設計方法和試驗研究[J].機械設計，2010，27（1）：22-25.

[4]付振明，金玉謨.發動機用內嚙合機制齒形鏈的設計方法和試驗研究[J].機械傳動，2009，33（6）：86-88.

[5]孟繁忠.齒形鏈嚙合原理[M].北京：機械工業出版社，2008.