某汽車發動機正時系統動態試驗研究

趙彥文，王艷芳

（鄭州職業技術學院汽車工程系，河南 鄭州 450121）

前言

正時系統對汽油機的動力性、燃油經濟性和排放等性能有很大的影響[1]。正時驅動機構主要用于在發動機工作時在曲軸帶動下把動力傳遞給凸輪軸，以驅動氣門機構按時開啟和關閉，從而使發動機連續工作，實現凸輪軸與曲軸的傳遞運動，并具有一定的轉速比[2-4]。隨著汽車行業的發展，傳統燃油車對發動機的油耗、噪聲和行駛不平順性（NVH）性能要求越來越高，正時傳動系統的精準性和可靠性顯得極其重要[5-6]。

正時機構是通過張緊機構確保鏈與鏈輪輪齒之間的嚙合，從而實現平行軸之間的同向傳動。發動機正時鏈條由多節鏈組成，在做傳動運動時，經常會受到多邊形效應和嚙合沖擊的影響[7]。如果正時鏈條設計不合理，受力過大，會導致鏈條磨損和鏈條的振動幅度增加，進而導致發動機噪音過大，更嚴重會引起發動機零部件損壞或導致發動機報廢，因此正時傳動系統的性能直接影響著發動機品質的好壞[8]。

針對上述情況，對某發動機的正時系統進行了動態臺架試驗，驗證了某發動機在不同溫度、不同轉速、不同負荷下，正時系統中零部件參數是否符合設計要求。

1 試驗裝置及方法

1.1 發動機正時系統臺架

試驗通過一臺改裝的3缸增壓直噴汽油機進行，裝在AVL試驗臺架上。在發動機不同轉速、不同負荷、不同機油溫度的條件下，采用新的正時鏈條和0.4%伸長率的磨損鏈條來測試正時系統的動態參數。發動機參數如表1所示。

表1 發動機相關參數

1.2 正時系統模型

該發動機的正時系統主要由套筒式正時鏈條、進排氣VVT、正時鏈定軌、動軌、液壓式正時張緊器、套筒式機油泵鏈條、機械式機油泵鏈張緊器等零部件組成。正時系統動態測試裝置示意圖如圖1所示。數模確定后，整個正時系統的動態模擬試驗，主要是用來校核：張緊器張力、柱塞行程設計是否合理；鏈條強度選型、受力分布是否合理。因此在正時張緊器旁加裝可測量行程的裝置，在進排氣凸輪軸總成和曲軸總成上安裝測量角位移的傳感器。

圖1 正時系統動態測試裝置示意圖

1.3 試驗方法

發動機正時系統在運動過程中，正時鏈條的定軌側和動軌側的受力情況不同。在試驗中，測量的正時系統動態參數包括：正時張緊器高低壓油腔油壓、張緊器柱塞運動軌跡、進排氣凸輪軸與曲軸的相對角位移。測試過程是將發動機負荷置于部分負荷狀態或全負荷狀態，將發動機冷啟動，逐漸升速至最高轉速后，逐漸降速至怠速狀態。

根據之前的動態試驗，已經得出液壓式正時張緊器的柱塞與殼體之間的安裝間隙選擇設計值中最大值為96 μm時，效果最好。本試驗在選定正時張緊器泄漏量為最大值的基礎上，將發動機載荷分為部分負荷（50%）和滿載負荷（100%）兩種狀態；將機油溫度分為低溫（40 ℃）、一般溫度（90 ℃）、高溫（120 ℃）三種狀態；將正時鏈條分為新鏈和變形鏈（即0.4%伸長率的鏈條），其中新正時鏈條又分為拉緊、一般和松張緊三種狀態。將任意一種狀態都與其他項相結合來進行動態試驗。

2 試驗結果分析

選定液壓式正時張緊器的泄露間隙最大值為96 μm，在正時張緊器的配置為最差的情況下，即使用已變形（變形率為0.4%）的正時鏈條，發動機負荷為100%，將機油溫度分別調整為低溫狀態（40 ℃）、中溫狀態（90 ℃）、高溫狀態（120 ℃），對正時系統進行動態分析。試驗結果如圖2—圖8所示，圖形說明如表3所示。

表3 圖2～圖8的圖形說明

表2 動態試驗

圖2中不同轉速下正時張緊器高壓油腔的油壓最大值。從圖中可以看出，在曲軸轉速為5 000 rpm以下時，機油溫度值為40 ℃時比著90 ℃和120 ℃時的正時張緊器高壓油腔的油壓值均偏大，機油溫度值為120 ℃時的正時張緊器高壓油腔的油壓值均偏小，隨曲軸轉速的提高，正時張緊器高壓油腔的油壓值逐漸緩慢提高；在曲軸轉速為5 000 rpm以上7 000 rpm以下時，三種不同機油溫度下，張緊器高壓腔油壓值變化不大，隨著曲軸轉速的提高，正時張緊器高壓油腔的油壓值逐漸提高，提升幅度比5 000 rpm轉速以下時的幅度大，但壓力值均在經驗合格值60 bar以內。

圖2 張緊器高壓腔油壓

圖3為正時張緊器低壓油腔油壓的最大值和最小值曲線。從圖中可以看出，在5 000 rpm以下曲軸轉速時，不同機油溫度下正時張緊器低壓油腔的油壓值差別不大，最大值在10 bar以下，最小值在0 bar左右。隨曲軸轉速的提高，低壓油腔的油壓值基本無變化。在5 000 rpm以上7 000 rpm以下的曲軸轉速時，張緊器低壓腔油壓值在三種機油溫度下較5 000 rpm以下時有所增加，增幅不大，最大值在12 bar以下，張緊器低壓腔油壓值無明顯的變化規律。

圖3 張緊器低壓腔油壓

圖4為正時張緊器與導軌接觸壓力最大值曲線。從圖中曲線可以看出，在曲軸轉速5 000 rpm以下時，三種機油溫度下的張緊器與導軌接觸壓力值隨曲軸轉速升高沒有明顯增加。機油溫度為40 ℃時接觸壓力的值均為最高，但都處于600 N以下，機油溫度為120 ℃時接觸壓力的值均為最低，機油溫度的變化對接觸壓力的影響不大；在曲軸轉速為5 000 rpm以上7 000 rpm以下時，三種機油溫度下的張緊器與導軌接觸壓力值隨曲軸轉速升高均有明顯增加，機油溫度的變化對接觸壓力基本無影響。在三種不同機油溫度下，正時張緊器對正時鏈條動導軌的接觸壓力值均小于1 000 N，符合正時系統的設計要求。

圖4 張緊器與導軌接觸壓力

圖5表示了正時張緊器柱塞位移在不同轉速下的最大值和最小值。從圖中可以看出，張緊器柱塞位移峰值隨曲軸轉速的提高而下降；機油溫度越高，張緊器柱塞位移峰值越大，但機油溫度對位移峰值的影響總體上不大；在各曲軸轉速下，張緊器柱塞位移值在0～5 mm之間，這個值處于可接受范圍內。

圖5 張緊器柱塞位移

圖6顯示了不同轉速下進氣凸輪軸相對曲軸最大角位移值。從曲線圖可以看出，機油溫度變化對進氣凸輪軸相對曲軸角位移基本無影響；進氣凸輪軸相對曲軸角位移隨著曲軸轉速的提高也沒呈現大的變化；進氣凸輪軸相對曲軸角位移值在0.8°至2°之間，且差值在正常可接受范圍內。

圖6 進氣凸輪軸相對曲軸角位移

圖7顯示了不同轉速下排氣凸輪軸相對曲軸最大角位移值。從曲線圖可以看出，機油溫度變化對排氣凸輪軸相對曲軸角位移基本無影響；排氣凸輪軸相對曲軸角位移隨著曲軸轉速的提高也沒呈現出大的變化；排氣凸輪軸相對曲軸的角位移值在曲軸轉速偏高時的最大值為2.2°左右，小于2.5°，差值在正常可接受范圍內。

圖7 排氣凸輪軸相對曲軸角位移

圖8顯示了不同轉速下進排氣凸輪軸最大相對角位移值。從圖8的曲線中可以看出，機油溫度為90 ℃時，進排氣凸輪軸相對角位移的值是最小的；進排氣凸輪軸相對角位移隨著曲軸轉速的提高沒呈現大的變化；進排氣凸輪軸相對角位移的最大值是0.6°左右，這個值偏小，在合格范圍內。

圖8 進排氣凸輪軸相對角位移

3 結論

本文驗證了在選取液壓式正時張緊器的泄漏間隙值定為96 μm時，通過改變機油溫度、正時鏈條長度、負載狀況來驗證某3缸發動機運行時正時系統的整體運動狀況。

選用最優的液壓式正時張緊器，在最惡劣條件下即采用變形量為0.4%的正時鏈條，在發動機滿負荷狀態下，進行了三種機油溫度的試驗。結果顯示，張緊器高壓腔油壓最大值低于60 bar；張緊器低壓腔油壓最大值低于12 bar；正時張緊器與導軌接觸壓力值均低于1 000 N；正時張緊器的柱塞移位距離在5mm以內；在高速下凸輪軸的角位移與曲軸的角度最大相差2.5°；進排氣凸輪軸相對角位移的最大值是0.6°左右。這些測量值均在設計合理范圍之內。該動態試驗結果表明：此3缸發動機設計的正時系統合格，選用的零部件及其參數也都符合要求。