汽車V型發動機用正時鏈傳動系統的設計

程亞兵，王 洋，李 磊，安立持，殷帥兵

(吉林大學機械科學與工程學院，長春130022)

汽車正時傳動系統的傳動方式主要有三種:正時齒輪傳動、正時齒形帶傳動、正時鏈傳動。其中尺寸緊湊、可靠性高、耐磨性高的正時鏈傳動系統被廣泛應用到汽車發動機系統上，然而國內汽車發動機的正時系統主要還是國外設計或進口［1］。本文結合國內某公司的一款V型發動機，進行其正時鏈傳動系統的設計計算，建立了其動力學模型，并對模型進行了仿真驗證，結果證明了本文設計方法的有效性。

1 系統布局設計分析

發動機正時鏈傳動系統包括曲軸鏈輪、正時鏈條、張緊器、張緊臂組件、凸輪軸鏈輪、惰輪和張緊器組件以及正時鏈條。該正時鏈傳動系統由一個主系統和兩個副系統組成，主系統由一個曲軸鏈輪、兩個凸輪軸鏈輪、一個惰輪及正時鏈組成，惰輪使鏈條裝配成V形，并且在惰輪兩側的鏈條上以及正時鏈系統的松邊和緊邊上各設置了導軌，從而確保在正時鏈系統使用周期內，與任何傳動部件都不接觸的鏈條不大于20個鏈節個數［2］，使得系統具有較好的穩定性。在兩個副系統的松邊上和主系統的松邊上分別設置了液壓張緊器，保證了正時鏈條在主系統松邊形成內凹的適度張緊，在副系統的松邊形成外凸的適度張緊。這種正時結構的布局能增加發動機可靠性、耐磨性，減小噪聲和振動，結構布置更加緊湊，整體性能得到提高。

2 正時鏈傳動系統的設計計算

2.1 正時鏈條及鏈輪的設計計算

(1)正時鏈條的選型

已知該發動機系統的最大扭矩T=345N·m，轉速n=4700r/min，因而發動機的有效功率:

汽車發動機的有效功率約占80% ～85%，損失掉的功率約占15% ～20%，這與“正時傳動系統消耗的功率一般為發動機損耗功率的20%［3－4］”一致。因此，可求出正時傳動系統消耗的功率為:

將正時傳動系統消耗的功率P乘以修正系數得到正時傳動系統的修正功率Pc:

式中:f1為工況系數，取為1.5;f2為主動鏈輪齒數系數，取為1.42。所以得Pc=(13～18)kW。

按Pc=(13～18)kW和n=4700r/min選擇鏈條節距p=9.525mm的滾子鏈為該系統正時鏈。

(2)鏈輪的參數設計

依據發動機結構布置的要求，取曲軸鏈輪齒數為18齒，該正時鏈系統的主系統的曲軸鏈輪與凸輪軸鏈輪的傳動比為2∶1，因而取上置的凸輪軸鏈輪齒數為36齒，則曲軸鏈輪分度圓直徑為:

凸輪軸鏈輪分度圓直徑為:

副系統進、排氣凸輪軸鏈輪的傳動比為1∶1，選擇鏈輪齒數均為24齒，則進、排氣凸輪軸的分度圓直徑為:

2.2 系統導軌的設計與計算

在發動機內部曲軸和凸輪軸的位置已經確定，故在建立正時鏈傳動系統坐標系時，取坐標原點為曲軸鏈輪的中心，x軸為水平方向，y軸為垂直方向，如圖1所示。

圖1 發動機正時鏈系統的總體設計Fig.1 Overalldesignofenginetimingchainsystem

正時鏈傳動系統的導軌可分為正時鏈固定導軌和正時鏈張緊導軌兩種，其中Ⅰ號導軌為固定導軌，Ⅳ號導軌為張緊導軌，設計成內凹形式，副系統中的Ⅴ、Ⅶ號導軌為張緊導軌，設計成外凸形式。

在設計正時鏈傳動系統過程中，可設垂度C1為系統的松邊內凹距離，垂度C2為系統的緊邊內凹距離，當鏈輪的中心距a較小時，取C1=(5%～8%)a，C2=(2% ～5%)a，當鏈輪的中心距a較大時，取 C1=(8% ～12%)a，C2=(4% ～7%)a。若正時鏈系統布局中有向外凸的形式，其外凸距離也可參照上述 C1、C2值［5］。

(1)固定導軌的設計與計算

固定導軌安裝在正時鏈傳動系統的緊邊位置，由于緊邊鏈條在傳動時受到較大的拉力，正時鏈將因位置變化而產生振動，這時固定導軌將有效減小正時鏈在傳動中產生的振動和噪聲，消除鏈條在緊邊的橫向振動。

在求Ⅰ號鏈條的運動軌跡中，設曲軸鏈輪圓心O的坐標為(x0，y0)，凸輪軸圓心O2的坐標為(x2，y2)，則兩鏈輪的中心距為:

由圖2可導出:

代入數據從而求得鏈條運動軌跡的曲率半徑

而正時鏈系統導軌的曲率半徑取為:

式中:bmax為正時鏈的內鏈節外寬。

圖2 Ⅰ號固定導軌的設計示意圖Fig.2 DesignsketchofⅠfixedguiderail

在設計正時鏈傳動系統過程中，固定導軌的弧長約占整個弧長的70% ～85%，為確保鏈節能實現平穩的嚙合過渡，鏈輪到圓弧之間的曲率半徑可取為固定導軌曲率半徑的10% ～15%。

Ⅱ號鏈條和Ⅲ號鏈條是對稱布置，所以Ⅱ號鏈條和Ⅲ號鏈條的運動軌跡相同，如圖3所示。

圖3 Ⅱ號固定導軌的設計示意圖Fig.3 DesignsketchofⅡfixedguiderail

設惰輪圓心 O1坐標為(x1，y1)，a=211.04 mm，C2=4.22 ～ 10.55mm，根據如下公式

Ⅵ、Ⅷ號鏈條由于其鏈輪的中心距較短，近似其固定導軌為直線形式。

(2)張緊導軌的設計與計算

張緊導軌安裝在正時鏈傳動系統的松邊，其鉸鏈副的位置靠近曲軸鏈輪或凸輪軸鏈輪，在正時鏈傳動主系統中取其鉸鏈副位置靠近曲軸鏈輪。

Ⅳ號導軌的運動軌跡見圖4。Ⅳ號鏈條運動軌跡的內凹距離C1=29.38 ～44.07mm，從而求得 β4=28.25°、R4=346.5mm。

圖4 Ⅳ號張緊導軌的設計示意圖Fig.4 DesignsketchofⅣtensionguiderail

張緊導軌中間部分的曲率半徑為計算所得曲率半徑R，約占整個鏈條運動軌跡弧長的40% ～50%，而在張緊導軌的兩側采用較小的圓弧，上側圓弧的半徑為(0.4～0.6)R，約為松邊弧長的的30% ～40%，下側為(0.1～0.15)R，約為松邊弧長的10% ～15%。

Ⅴ號導軌和Ⅶ號導軌的運動軌跡相同，如圖5所示。

在圖5中，設副系統凸輪軸鏈輪圓心O3的坐標為(x3，y3)，則副系統兩鏈輪的中心距:

推導出:

2.3 正時鏈系統鏈長的計算

本文計算正時鏈的鏈長方法是采用鏈條運動軌跡弧長的求解方式。

Ⅰ號鏈條運動導軌的弧長S1=2πβ1R1/180=352.9mm，相對應的鏈節個數l1=S1/p=37。

圖5 Ⅴ號張緊導軌的設計示意圖Fig.5 DesignsketchofⅤtensionguiderail

求得α=84.3°，由此可求出曲軸鏈輪的包角為161.5°，則相對應的鏈節個數可求出為8個，將求出的各段鏈節數相加得出正時鏈傳動的總鏈節數l=169，調整固定導軌和張緊導軌的曲率半徑以及安裝位置，使鏈節數接近整偶數，調整后取l=170。

同理，可求得每個副系統的鏈節數l=46。

2.4 張緊器的選擇

在正時鏈傳動過程中，松邊鏈條取得的張緊效果是通過張緊器柱塞對張緊導軌的推力而完成的。本文張緊器是安裝在正時鏈條的松邊并遠離主動鏈輪的位置。在設計張緊器時，預先求出正時鏈條松邊所受的合力，再根據力矩平衡求得張緊器的張力的大小，從而確定張緊器的泄漏間隙。本文結合發動機廠商提供的參數選取主鏈張緊器靜態情況下張力是14N(僅靠張緊器內彈簧提供)，動態情況下阻尼力是1200N(張緊器腔內充滿機油后，給柱塞一個120Hz、0.2mm振幅的振動位移)。

3 系統動態特性分析

本文選擇曲軸鏈輪轉速為2000r/min(低速)、5000r/min(工作轉速)和6000r/min(高速)3個工況對模型(見圖6)進行動態分析，研究發動機正時鏈系統在不同轉速下正時鏈的運動軌跡、鏈節之間的張力、正時鏈與傳動部件之間的接觸力以及張緊器的張緊力［6－7］。

3.1 正時鏈的運動軌跡分析

圖6 發動機正時鏈系統模型Fig.6 Modelofenginetimingchainsystem

由于多邊形效應是鏈傳動的固有特性，在運動過程中會不可避免地引起變化的慣性力及相應的動載荷，從而使正時鏈發生橫向振動和縱向振動，進而影響正時鏈傳動系統運行的準確性和同步性，最終影響到發動機的整體性能［8－9］。圖7分別為三種不同轉速下V型發動機正時鏈傳動系統的軌跡圖，可以看出，在低速時，正時鏈傳動系統Ⅳ導軌處的鏈條運動軌跡出現了波動;隨著發動機轉速的不斷提高，波動趨于平滑，這主要是由于正時鏈多邊形效應的影響。從圖7中橢圓處可以看出，當曲軸鏈輪轉速為5000r/min和6000 r/min時，正時鏈條在即將嚙入張緊導軌時出現了較大的波動，這是由于高速運行的正時鏈對張緊導軌的嚙入沖擊力較大造成的。

3.2 正時鏈的鏈節張力分析

鏈條是由在鏈傳動中承擔著傳遞動力的主要元件鏈節通過鉸鏈副連接起來的。鏈傳動在安裝時，應當使鏈條受到一定的張緊力，以免出現鏈條的不正常嚙合、跳齒或脫鏈現象。在正時鏈傳動系統中，緊邊張緊力由有效圓周力、離心力引起的張力、張緊器的張緊力引起的鏈條張力以及動載荷組成，松邊張力則由離心力引起的張力、張緊器的張緊力引起的鏈條張力以及動載荷組成。

圖7 對應于不同轉速時正時鏈的運動軌跡Fig.7 Trajectoriesoftimingchainunderdifferentspeeds

圖8 對應于不同轉速時正時鏈的鏈節張力Fig.8 Chaintensionoftimingchainunder differentspeeds

圖8 分析了不同轉速下正時鏈的鏈節張力。由鏈節張力的分析結果表明，曲軸鏈輪在2000r/min、5000r/min、6000r/min 轉速下主、副正時鏈系統中鏈節的最大張力Fmax=1311N，Qmin/Fmax=6.7，符合鏈節緊邊最大峰值張力安全系數n∈(6～10)的要求。

3.3 正時主系統中正時鏈與傳動部件之間的接觸力分析

從圖9可以看出，鏈節與傳動部件發生力突變的位置是在正時鏈傳動系統即將嚙入和分離時，因此，在設計正時鏈傳動系統時，嚙入點和分離點位置的選取應合理并且應注意其潤滑情況。在正時鏈條與鏈輪的嚙入嚙出時，鏈節與曲軸鏈輪的接觸力比鏈節與凸輪軸鏈輪的接觸力大，故曲軸鏈輪的磨損更嚴重，因此，曲軸鏈輪在設計時應該選擇更加耐磨和耐沖擊的材料。

3.4 正時鏈系統張緊器張緊力分析

從圖10可以看出:當主動輪的轉速為2000 r/min時，主系統中張緊器與張緊導軌之間接觸力的主要分布范圍為122～388N，右副系統中張緊器與張緊導軌之間接觸力的主要分布范圍為0～134N;隨著轉速的增加，相應的波動范圍有所增加，當主動輪的轉速為5000r/min時，主、右副系統中張緊器與張緊導軌之間接觸力的主要分布范圍分別為128～455N、0～324N;當6000 r/min時，接觸力的主要分布范圍為143～465N、0～499N。綜上可知，張緊器接觸力的波動在合理的范圍內，張緊器的選取符合設計的要求。

4 結論

(1)設計了一款V型發動機正時鏈傳動系統的布置形式，給出了系統中鏈與鏈輪、導軌、張緊器以及正時鏈長的設計計算方法，本文方法可為發動機正時鏈傳動系統的設計提供理論支持。

(2)建立了V型發動機正時鏈系統的動力學分析模型，進行了其動態特性分析。分析結果表明，正時鏈的運動軌跡、鏈節之間的張力、正時鏈與傳動部件之間的接觸力以及張緊器的張緊力滿足設計要求。

圖9 對應于不同轉速時正時主系統中正時鏈與傳動部件之間的接觸力Fig.9 Contact force between chain and transmission parts of timing chain under different speeds

圖10 對應于不同轉速時張緊器張緊力Fig.10 Tensionoftensioneroftimingchainunder differentspeeds

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