（机械设计及理论专业论文）基于虚拟环境下汽车发动机正时链系统的设计方法研究.pdf

长春理工大学硕士学位论文原创性声明 i i i ii iii ll li ii i iiii iiil y 17 4 0 9 8 0 本人郑重声明：所呈交的硕士学位论文，基于虚拟环境下汽车发动机正时链系统 的设计方法研究是本人在指导教师的指导下，独立进行研究工作所取得的成果。除 文中已经注明引用的内容外，本论文不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的 作品成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。 本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。 作者签名：丝钍月丛日 长春理工大学学位论文版权使用授权书 本学位论文作者及指导教师完全了解“长春理工大学硕士、博士学位论文版权使 用规定 ，同意长春理工大学保留并向中国科学信息研究所、中国优秀博硕士学位论文 全文数据库和c n 系列数据库及其它国家有关部门或机构送交学位论文的复印件和 电子版，允许论文被查阅和借阅。本人授权长春理工大学可以将本学位论文的全部或 部分内容编入有关数据库进行检索，也可采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇 编学位论文。 丝年土月旦日 丝q 月盟e l 单邋 名 名 签 签 者 师 作 导 摘要 目前国内汽车链系统的设计还处在初级阶段，许多关键技术仍依赖于国外。针对 国内设计制造方面的问题，本文研究了适合汽车发动机高速运转下的正时链系统的设 计方法。 本文首先进行了链传动系统的动力学分析，探讨了链传动在不同相位时的啮合特 性，为汽车发动机正时链传动系统中的导向板与阻尼器的设计提供了设计依据。其次 分析了汽车链的服役条件，阐述了汽车链的选择与计算方法，推导出了汽车链垂度和 链长的解析表达式，研究了张紧器工作行程以及张紧器阻尼器的曲率半径和长度的设 计准则，提出了适应于本土化的汽车发动机正时链系统的设计方法。最后在虚拟环境 下，利用相关软件进行汽车发动机正时链系统各零部件建模及装配建模，并在虚拟环 境下实现了设计与仿真。- 关键词：正时链链长设计张紧板导向板虚拟设计 a b s t r a c t a tp r e s e n t , t h ed o m e s t i ca u t o m o t i v ec h a i ns y s t e m su n d e rs t u d y ，an u m b e ro fk e y t e c h n o l o g yi ss t i l ld e p e n d e n to nf o r e i g n 。f o rd o m e s t i cd e s i g nm a n u f a c t u r i n gp r o b l e m s ，t h i s p a p e rs t u d i e df o ra u t o m o b i l ee n g i n eu n d e rh i g h - s p e e do p e r a t i o no ft h et i m i n gc h a i ns y s t e m d e s i g nm e t h o d 。 t h i sa r t i c l ei sf i r s td y n a m i c sa n a l y s i sf o rc h a i nt r a n s m i s s i o ns y s t e m ，a n da n a l y z e dt h e m e s h i n gc h a r a c t e r i s t i c sw h e nt h ec h a i nd r i v eh a sd i f f e r e n tp h a s e i tp r o v i d e sd e s i g nb a s i sf o r t h ec a l e n g i n et i m i n gc h a i ng u i d ep l a t ea n dd a m p e rd e s i g n s e c o n d ，t h et e x ta n a l y s tt h e s e r v i c ec o n d i t i o n so fa u t o m o b i l ec h a i n , e x p o u n dt h ec h o i c ea n dc a l c u l a t i o nm e t h o do f a u t o m o b i l ec h a i n ，d e d u c et h ea n a l y t i c a le x p r e s s i o no ft h ec a rc h a i ns a ga n dc h a i nl e n g t h ， s t u d yt h et e n s i o n e rw o r k i n gs t r o k ea n dt h ed e s i g nc r i t e r i ao ft h et e n s i o n i n gp l a t ea n dg u i d e p l a t ec u r v a t u r er a d i u sa n dl e n g t h ，p r o p o s et h ed e s i g nm e t h o dw h i c ha d a p tt ol o c a l i z e d v e h i c l ee n g i n et i m i n gc h a i n f i n a l l y , t h ep a r t sm o d e l i n ga n da s s e m b l ym o d e l i n gu s et h e r e l e v a n ts o f t w a r ef o ra u t o m o t i v ee n g i n et i m i n gc h a i ns y s t e m ，a n di nav i r t u a le n v i r o n m e n tt o a c h i e v et h ed e s i g na n ds i m u l a t i o n k e yw o r d s ：t i m i n gc h a i n ，c h a i nd e s i g n ，t e n s i o n e r , g u i d e , v i r t u a ld e s i g n 3 3 汽车正时链服役条件和失效形式2 1 第四章汽车发动机正时链系统设计：2 3 4 1 汽车正时链系统链条选择及整体布局2 3 4 2 正时链系统求解2 5 4 3 设计举例3 6 第五章虚拟环境下的计算与仿真4 0 5 1 虚拟设计4 0 5 2 虚拟设计在汽车发动机正时链传动系统中的应用4 0 5 3 双轴链条设计计算流程图4 1 5 4 系统模型建立4 1 第六章总结与展望5 1 6 1 总结5 1 6 2 下一步工作建议5 1 致谢5 2 参考文献5 3 i i i 第一章绪论弟一早瑁化 1 1 正时链系统研究的目的及意义 近几年来我国的工业在政府政策的大力引导下得到了快速的发展，尤其是汽车工 业的发展更为迅速。继2 0 0 5 年我国汽车销量超过日本成为全球第二大汽车市场之后， 2 0 0 8 年我国汽车产量也实际上超过了美国，成为仅次于日本之后的全球第二大汽车生 产大国。但是由于我国工业起步较晚，与西方发达国家相比，我国国产汽车行业还是 非常落后的，虽然这些年来努力设计制造出我国自主品牌的汽车，但这些品牌的汽车 在市场上仍然缺少竞争力。同时，国内大多数汽车发动机的生产厂和零部件厂都以合 资或外资企业居多，许多汽车行业内的关键技术还是采用国外的技术，国内缺少具有 市场竞争力且拥有自己知识产权的汽车及其零部件技术。 国家已经充分认识到了这种情况的严重性，目前己出台的一系列精神政策就是为 了鼓励国内的企业、高等院校与科研院所发挥自己的优势，快速研究开发具有我国自 主知识产权的关键技术，并为汽车行业提供切实可行的技术支持。以整车制造产业带 动零部件产业共同发展，零部件产业又可以反补整车产业，为其提供支持。可见，对 我国汽车零部件进行系统而深入的研究，为提高我国在该领域的自主创新能力，具有 深远的意义。 研究发动机正时链系统的设计方法，为国产汽车发动机设计提供切实可行的技术 支撑是一项十分重要的研究工作。正时链传动系统的设计研究，可以改善目前我国一 些发动机研究及设计部门的现状，我们不需再以昂贵的费用依赖于国外的设计，可以 研究拥有自主知识产权的汽车行业的关键技术。同时，也可以一改国内汽车链产品及 传动系统主要依赖进口的尴尬局面。因此研究零部件的设计生产工艺，完善正时传动 系统设计理论与方法，对促进我国的汽车工业的发展有着十分重要的意义。 1 2 正时链系统研究的历史背景及国内外发展现状 早在上世纪5 0 年代，国外已经开始了对发动机正时链传动系统的研究与应用。但 当时的汽车正时传动系统采用的是皮带传动系统，那是由于当时弹性材料制造技术的 进步，而链条产品的设计和制造技术都还不够成熟，尤其是落后的加工工艺，更加制 约了链条在汽车正时系统等高速传动系统中的应用。所以在上世纪7 0 和8 0 年代，皮 带传动系统一直成为汽车发动机传动系统的主流，而汽车发动机正时链传动系统并没 有得到广泛的应用。 随着链条产业的发展和链条工艺的不断改进，以及现代轿车发动机强化程度的不 断提高，排放法规不断加严，正时传动机构的负荷不断增大，对配气正时的精度要求 越来越高，链条开始逐渐被应用到汽车发动机正时系统中，并且促使链条行业得到快 速的发展，全世界近百家汽车企业都逐渐改用正时链条作为其品牌汽车发动机的正时 传动系统。所以，世界各国对正时链传动系统的研究也逐渐增多，并且逐步深入。 最早开始对汽车发动机正时系统进行设计研究的德国，拥有一整套的常规设计与 试验方案。不仅如此，德国还对v 形发动机提出了完善的设计方案。在h e i n zh e i s i l e r 的a d v a n c e de n g i n et e c h n o l o g y 中详细的介绍了整套正时系统的设计方案，包括凸轮轴 驱动的整体布置方案、凸轮轴链条的安装图、张紧器的安装定位方法，以及曲柄轴驱 动链条的设计方案。除此之外，还在设计手册中给出了喷油泵与机油泵的传动设计布 局。不仅设计出常规的链传动正时系统，还利用偏心惰轮来改变配气相位角，以达到 更好的配气性能，充分发挥发动机的燃油利用率。 澳大利亚s o p o u c hm 等人详细的研究了小型汽车发动机正时链系统中链传动的自 激励产生的振动及噪音问题，用模拟仿真的方法，将链条离散成小的质点来分析正时 链系统在不同频率下由于振动产生的噪音，并建立数学模型来揭示不同的高低频率的 交变力之间的交互影响，以期使发动机达到更好的工作状态，及最小的链传动工作噪 音【。 奥地利研发了汽车发动机正时链传动系统的设计软件，该软件可以根据设计要求， 用户自行定义不同的参数，包括摩擦系数、阻尼系数等，使得模拟环境更加接近于实 际，求得最佳的设计方案。 亚洲日本的马自达m a z d a 、三菱m i t s u b i s h i 、日产n i s s a n 、铃木s u z u k i 、丰田t o y o t a 、 以及韩国的大宇d a e w o o 、双龙s s a n g y o n g 等生产厂商生产的车型中，不仅汽油发动机 采用了正时链传动系统，就连柴油发动机也开始采用正时链、共轨泵链等传动系统。 奥地利a v l 、德国i n a 、f e v 是主要的设计正时链传动系统的公司；而美国m o r s e 、 德国i w i s 、英国r e n o l d 、法国s a c h s 、日本椿本和d i d 等公司不仅可以设计汽车 链正时系统，而且还能够生产正时链条传动系统。 相比于国外，由于我国的汽车工业起步较晚，能够独立研发汽车发动机正时链系 统的部门还不多，国内目前还没有专门研究汽车发动机正时链系统的公司或企业，多 数厂家应用的发动机正时传动系统还是采用外国的设计方案生产制造的，一些汽车发 动机生产厂家应用的正时链条还采用国外进口的链条。 尽管如此，近年来，由于我国经济的飞速发展，有关部门有条件加大研究力度， 在汽车发动机正时系统的设计研究中正极力与国外的研究保持同步，国内一些研究机构 正积极研究液压张紧器式可变配气相位机构 2 1 ，也有研究电控可变配气相位( v v t ) 【3 】 机构的。2 0 世纪9 0 年代后，发达国家进行了产业结构的调整，将劳动密集型产业称为 ，夕阳产业”，而这“夕阳产业 却为中国链传动制造业带来了“曙光 。链传动零部 件的专业生产厂由上个世纪8 0 年代初的不足4 0 家，已发展到现在的4 0 0 余家。生产 出来的链条无论从生产材质还是生产工艺上，都与国外基本相同，质量上满足国际市 场的需求，且竞争力较强。优质链条已经开始出口，远销美国、日本、韩国、西欧、 加拿大、南美、澳洲及东南亚等8 0 多个国家和地区。我国链传动行业充分地利用了国 内外市场赋予的有利时机，取得了长足的发展，己步入了链传动产品生产大国的行列。 2 但要成为链传动产业强国，必须走自主创新之路，研制拥有自主产权的链条，提升行 业在国际市场上的竞争力。 1 3 正时链系统研究的发展趋势 近年来，随着我国加入w t o 以及新型轿车发动机轻量化、低噪音、高可靠性能的 要求，汽车链系统也将向高速、小节距及其“个性化 的方向发展。这一领域尚待研 发的汽车链系统及其新产品、新技术越来越多。汽车发动机正时系统的设计与企业技 术中心联合开发，并系统综合了多学科的原理和技术，提供了多学科交叉的广阔的研 究空间和前沿领域，形成了行业内新的技术创新点和经济增长点。汽车链的研发趋势 也正朝着重量轻、抗疲劳、小节距、低噪音、低磨损等多品种的方向发展。 为满足汽车发动机的“多样化 的需求，汽车链的研发将向着小节距、轻重量、 多型号方向发展，滚子链、套筒链、齿形链三种结构形式链条的应用在不断发展、互 相补充。为满足汽车链传动系统越来越高的可靠性要求，汽车链生产厂商正不断地改 用先进的设计、制造、装配技术、表面处理技术、检验和试验技术等生产出满足高要 求的汽车链。数字化设计的内- 夕 、复合啮合机制的齿形链、具有非圆异形孔链板的内 外啮合有序交替排列的新型h y v o 链等【6 】，将越来越广泛地在汽车发动机和变速箱上 应用。张紧器、阻尼器及其配件的性能和材料也在不断升级换代。新型的多功能产品 不断的问世，使得整个正时系统的性能提升。 设计具有市场竞争力的汽车链，除了满足高性能要求外，还需要很长的使用寿命。 这就需要研究汽车链产品的疲劳寿命分布规律【_ 7 1 、高可靠度下的耐磨性及其磨损失效机 理、在高速区的多冲与胶合特性、严格的清洁度指标以及噪声频谱实时分析等。只有 满足这些重要的技术指标，生产出来的汽车链才可能有更广阔的市场和应用空间。相 信，随着汽车链设计制造技术的不断提升和新型发动机的不断问世，汽车链系统的应 用前景会越来越广阔。 1 4 课题的研究内容 本文研究的课题方向是目前汽车发动机广泛应用的正时链传动系统。汽车链对于 链条的要求相当的高。为了避免频繁更换正时链条，保证正时系统的可靠性，要求正 时链条的耐磨性要高于普通工业链条，普通工业链条允许磨损伸长率占3 0 ，而普 通汽车正时链条的允许磨损伸长率s 1 5 ，高档轿车正时链条的允许磨损伸长率则 为占1 0 。同时，对于正时链条的制造精度也有相当高的要求，普通工业链条的链 长制造精度为+ 0 1 5 ，而汽车链条的链长制造精度为+ 0 0 8 。汽车链系统的最高速 度已超过1 0 0 0 0 r m i n ，其工作点己远远超出链传动功率曲线所限定；同时，汽车链系 统还承受变速、变载、高温等严酷的服役工况，所以普通的链传动计算方法已经无法 满足发动机正时链条和相关辅助部件的设计要求。汽车链系统失效机理及其设计理论 发生了根本变化，其工作点及其性能指标已超越了常规意义下的链传动技术领域。 汽车正时链传动系统的设计，主要关键部分是如何在有限的空间里对系统进行合 理的布局，以及如何减小链条传动过程中的振动和噪音问题。目前，链传动理论的研 究并不是很多，尤其是链传动的运动特性并没有定量深入的研究，即便是德国或是日 本的链传动分析也没有详细的探讨在链传动中链轮结构尺寸与初始相位角之间的变化 对传动中转速的波动有何影响。所以，需要研究和分析链传动过程中运动特性和速度 波动状况，分析在一定的特定状态下链传动过程中的啮合特性及链传动过程中的链传 递特性，才能为设计发动机链传动正时系统提供必要的设计理论依据。 在本文中，主要研究： ( 1 ) 分析链传动过程中的运动学特性和动力学特性，了解不同情况下角速度波动 情况，为张紧器和阻尼器的安装定位提出必要的理论依据。计算出不同情况下的角速 度波动值，即链速不均匀系数k ，并总结了链轮半径乃比值不同、初始相位角口与 之间差值不同时对链速不均匀系数k 的影响，分析随着弓比值的不同，链速不均 匀系数墨的变化。通过角度值变化的计算，得到半径不同、相位初始角不同时的链速 不均匀系数k 变化规律。 ( 2 ) 分析汽车链主要的失效形式及传动系统的失效机理，普通链条的失效形式很 多，但正时链条由于其工作区域及工作条件的恶劣，其主要的失效形式会有一些变化， 充分分析正时链条的失效机制，明确其传动系统的失效机理，才能确定设计是否合理 可靠，才能进一步修正和改进。 ( 3 ) 研究链长计算方法，这是整个系统设计的关键部分，链长的合理性影响着正 时链系统的整体布局，它可以使整个汽车发动机系统性能及空间都得到很大的提升。 在链长计算方法中，以往都是以柔索方式为前提的，即要首先确定链传动的整体布局， 在中心距、主动轮、从动轮结构都确定后，计算链条的长度；或者是在确定链条节数 后再反过来求解两轮的传动中心距。但这些都只是着眼于数学层面意义上的计算，对 于实际的发动机正时链传动系统的参数计算却无法得到满意的计算结果，无法确定张 紧器表面导板的半径、阻尼板的压入量与弧度的确定。因此研究链传动的实际计算方 法，不仅适用于发动机正时传动系统的设计，即便是对于常规链传动都具有实际应用 价值。 ( 4 ) 在虚拟环境下设计仿真。为了更好地推进企业信息化，传统c a d 技术也在 进一步发展。长久以来，机械产品的开发研究，一般都沿用传统的设计方法，但随着 计算机技术的快速发展，计算机软环境为机械设计方法提出了新的模式。现代机械设 计方法不再像以往那样进行概念设计一详细设计一过程设计一加工制造一试验验证一 设计修改的设计过程，而是利用现代的虚拟现实技术与已经高度发展的c a x ( c a d 、 c a m 及c a e 等) 系统的有机结合，为产品的创意、变更以及工艺优化提供了虚拟的 三维环境。设计人员可以不再像以前那样费时费力的开发新产品，而是可以借助于虚 拟环境，在产品的设计过程中，对产品进行虚拟设计、加工、装配和评价。这样既缩 短了生产周期，同时降低了产品开发成本和制造成本。 4 第二章链传动的动力学分析 本章节详细的分析了链传动过程中的运动学及动力学特性，并计算了链条在传递 啮合过程中的角度变化和角速度的波动情况。 2 1 链传动的啮合特性 链条传动是具有数个一定等距离以转动副连接的传递动力传动组件与链轮、轴件 的啮合传动，见图2 1 所示。一般结构的链条与链轮的啮合均属非共轭啮合，其中链条 中心线的位置存在着周期性的变化，而且每个链节与链轮的接触及脱离是在瞬间完成 的。 链条结构的三个基本特点： 1 、张力元件：将载荷从前一个铰链副传递到下一个铰链副的机构。这种元件一般 为链板或链片。 2 、铰链副：链条啮入和退出啮合链轮时，使链节间能实现相对自由回转的运动副。 为了提高链条强度和使用寿命，铰链元件应耐磨损，耐冲击，抗剪切，抗弯曲。 3 、啮合部位：在链条与链轮间实现载荷传递的部分。啮合部位通常只有铰链与链 板两处【圳。 图2 1链条与链轮工作示意图 2 2 链传动的传递特性 链条在动力传递过程中，链轮是一个多边形，工作中是近似挠性传递而组成的动 力传递机构。由于在动力传动过程中，链条在与链轮啮合过程中因多边形效应【9 】【1o 】呈 现交替相切和相割的位置，也就出现了传递过程中相应的转动半径会发生变化，因此 导致了传递过程中的角速度的变化【l 。主动轮与从动轮都出现角速度的变化，这个角 速度的变化如果迭加起来就会导致传动链的波动，如果设计合理且啮合位置适宜则会 尽可能的降低从动轮角速度的波动。 ( 1 ) 主动轮和从动轮尺寸相同的情况下的传递特性。在链传动过程中，两个链轮 的状态是变化多样的，链轮的齿数、中心距距离、两轮中心连线与水平线之间的夹角 等状态是不同的【1 2 1 。 在传动分析中假设劬为匀速，链传动过程中铰链副之间无摩擦，不考虑链条由于 振动及链节之间的转动等原因所导致的链条长度的变化，并且不考虑惯性力的变化时： 当传动比扛而乞= l 时，两轮的中心距a o = m x p ，主动轮运动分析点m ，转速铂， = 2 r c z l ，所处在与垂线夹角为口的转角位置；从动轮运动分析点，转速奶，所处 位置在与垂线夹角为的转角位置。初始点m 、及运动时口始终与的相位相同， 式中设m 为整数，即主动轮与从动轮尺寸相同且所处的位置也相同的情况下，见图2 2 ， 从图中可以看到： 溉。 1 0 时，用下式计算已足够准确，即f q v 2 。 ( 3 ) 松边垂度引起的张力凡 松边垂度引起的张力则可以按照悬索张力的方法求得： = 蒜 号，n 壶q a x l 0 - 2 = 即川弧， 汜 式中：g - 旌条每米重量，k g f f m ： 口_ 中心距，i i l i 1 ； 卜垂度，n l l - i 1 ； k ，系数。 这种方法求解的e 有一定的局限性，因为在传动过程中，两个链轮的尺寸不一定 相同，因此在链传动结构确定后，各尺寸都己确定，根据链传动的位置画出各个分力 的矢量图，见图2 9 。 在下图中f c l 与f c 2 是不同方向的两个拉力，方向为该点的切线方向，只为垂直向 下的力，m 与n 两个点与最低位置的垂直距离分别为石和正： f f 图2 9 链传动中的悬垂自重产生的张力 1p | 在分析计算过程中，关键是准确的找到悬下部分形成的弧线与两轮的切点位置， 并计算出两个切点之间的链长和重量，在计算中可以计算弧度的弦长，也可以用m n 之 间的链节数量乘以单个链节的重量求出e ： x 方向的力平衡方程：f c ，s i n a e ：s i n f l = 0 ( 2 1 6 ) y 方向的力平衡方程：f c lc o s o ! + c 2c o s , g c = 0 ( 2 1 7 ) 由上述公式可以求出e 、c ，值。 1 4 传统的分析方法具有一定的局限性，两个疋不相等，可以用矢量力法求解。但在计算 过程中，切点的位置不一定是恰好在销轴位置，计算只能按照线密度的方法来计算。 ( 4 ) 发动机工作速度变化引起的动载荷e 发动机从启动到加速、减速变化时，会因为加速度而出现拉力的动载荷变化【1 7 】， 但不单纯是链条产生的加速度引起的惯性载荷，因为凸轮轴等被动工作部件具有一定 的转动惯量所引起链条张力的变化，由于发动机凸轮轴要驱动进排气门，驱动力又受 到发动机工作状况的影响，如进排气及工作状态不同而受到不同程度的驱动力。但在 实际工作中，发动机正时链条因链条的自重引起的c 要远远小于e ，而且这个力在发 动机工作中要经常出现。 由此可见，链条松边的链节受力在不同的位置时每个链节的张力为只+ e ；在紧 边的受力为，+ c + c ，而且链节所处的位置不同受力值不同。如果链条有加速度存在 还要计算链条的惯性载荷，同时由于凸轮轴等转动部件的转动惯量等原因，惯性力 乃= m a ，m 为链条的质量，a 为链条的加速度，加速度 ， 、 a = r l 半。 ( 2 1 8 ) 讲 在发动机正时系统的受力分析中，由于链条的重力远远小于链条的张力和离心力， 所以在实际设计中不考虑重力的因素，但在设计其它的低速链传动中却不能忽略自重 的因素。 2 3 2 链条传动过程中的振动 链条在运动过程中，不仅存在有效圆周力，、松边垂度引起的张力凡，还存在因 啮合过程中弦切割的变化而存在的周期波动【1 8 】。【2 1 1 。波动图形见图2 1 0 ， 转动半径变化在0 由之间 l 按照余弦函数变化 0 中 图2 1 0 链传动过程中转动半径变化导致的链波动图形 波动的方程为： y = c o s x = c o s c o tx 一2 ，# 2 】 波动速度： 15 v ：d y ： i n c a t - - g o s m c o t ( 2 一1 9 一) v = = ( 1 ) 加速度： 口：娶：一缈2 c o s 纠 ( 2 2 0 ) 西2 链条质点的受力是在【一矽2 ，2 】范围，在# 2 点上没有啮合引起的强制力，但存 在惯性力。 e = m a = - m o ) 2 c o s c o t ( 2 2 1 ) 链条在工作中张紧边为工作边，因其受力就会产生振动，根据条件可以得到链条 自由振动的力学模型为【2 2 】： ，k = 掰国 。= 掰伪 槐磁嘏朋 图2 1 1 链条自由传动过程中的振动模型 链条的右端在y 方向上的受力为：瓦l = m a 2 = - m 0 0 2 2c o s ( o j 2 t + 谚o ) 链条的左端y 方向上的受力为：e 2 = 脚q = 一聊q 2c o s c 0 1 t x 方向上两端的受力均为：t = f + c + 忍+ c ( 2 2 2 ) ( 2 2 3 ) e 。和e ：分别为链条两端的交变力，这两个力对链条的振动会有影响，在特定的速 度和拉力状况下就会变成振动的激励。 各个质点的受力及平衡方程为： - 聊争一【- 虮t ( y , - y “, - 1 ) 歹+ 揣 ( 2 2 4 ) 当考虑链条大振幅振动时，链条中张力的周期变化将会成为参数激励项。在这种 情况下，链条传动系统将成为参数与强迫激励迭加作用下的多自由度非线性传动系统。 对正处在正常传动条件下工作的链传动来说，发生共振的可能性非常的多，例如由于 链条的多边形效应而产生的激励源与某一个，= 相等时，链条将产生共振。在发动机工 作时，也可能产生共振激励，同时汽车的扳金及内饰件的固有频率函数分部范围较宽， 由于链条的传动激励极有可能产生汽车其它部件的共振。 由公式f = z 刀( z 为主动轮的齿数，以为发动机的转速) ，可以计算出系统相应各 阶临界转速的值【2 2 】。机器运行时应尽量避免链轮转速等于其各阶临界转速【2 3 1 。 在链传动一书中的分析中认为：由于链条在结构上不是连续体，并且存在多 1 6 边形效应同时各质点在一个平面内做回转运动，精确的计算它的自振频率比较困难， 所以将其简化成如下振动分析模式： 图2 1 2 链条自由传动过程中的简化振动模型 分析时假定： ( 1 ) 链边为一根张紧的弦，链节的质量集中在个铰链中心； ( 2 ) 振幅小，链边产生的附加张力丁为定值； ( 3 ) 链条仅在链轮所在的平面内进行振动； ( 4 ) 振动无阻尼。 设每个具有质量m 的铰链以相当于节距p 的间隔排列，并保持平衡状态。如果考 虑第f 个铰链只在y 方向有位移，则此铰链的加速度为苹；其惯性力为m 莩。根 a嚏。o嚏 据力的平衡条件可得： 聊粤：一l 二坠丛+ 坠丛i d t 2 lx ( y , 一y t 1 ) 2 + p 2( 乃一y j + 1 ) 2 + p 2l ( 2 2 5 ) 万d 2 y , = 翥t ( 咒- 1 - 2 咒+ 以+ 。) ( 2 2 6 ) 取逐个铰链平衡，可以得到下列关系式： 川， 挚= 去( 嘲啪 瑚， d 破2 y ：2 _ = 豪( 一奶训 闰， 争= 聊t 口( y ：_ 2 y 3 + y 4 ) m ， 擎= 高t ( 垴呶) ， 1 ft 万口 丘2 孑1 面伽丽面 当k - t - 1 1 时，按下式计算： ? 盯 定n 丘2 面s i n 琢丽 式中：口是振动阶数。当口= 1 时为基本自振频率，当口为2 、3 时，即可求出二阶、三 阶自振频率。 由于汽车发动机正时系统中的链传动不仅存在自振，还存在由于车辆行驶中的颠 簸带来的外来激励，同时发动机的振动频率、冷却风扇、制冷机等都可能是振动源， 而且各工作部件之间还会出现相互影响，因此分析汽车链的振动情况是比较复杂的。 滚子链传动系统动力学特性及振动分析方式有很多种，通过多种简化模型建立振 动系统的质量矩阵和刚度矩阵；如果将链条的质量均匀化，而且链条的节距比较小，链 条程度较长时，也可将简单的看成是弦的振动。目前相关学者围绕链传动的运动学和动 力学特性开展一系列关于振动、噪声以及耐久能力等问题的研究。 1 8 第三章汽车发动机正时系统原理 3 1 正时系统的作用 发动机正时系统在工作中的作用是在规定的曲轴转角时刻准确的驱动凸轮轴开启 进排气门工作，正时系统与凸轮轴、进排气门等总体功能被称为配气机构。 配气机构的作用就是按照发动机每一气缸内所进行的工作循环和发火次序的要 求，定时开启和关闭各气缸的进、排气门，使新鲜充量得以及时进入气缸，废气得以 及时的排出，正时系统的作用就是在发动机转过一定的角度达到规定的位置时通过凸 轮轴来开启进气门和排气门完成相应的工作【2 0 1 。 发动机工作有四个行程，即进气、压缩、做功、排气。在压缩膨胀行程中，配气 系统保证燃烧室的密封，使得新鲜充量在燃烧室内充分的燃烧。正时系统设计的是否 合理，取决于进排气门是否能很好的完成它预定的工作，确保在发动机曲轴转过一定 的角度( 在规定的位置) 时通过凸轮轴来开启进气门和排气门完成相应的工作，这决 定着发动机的性能。 图3 1 发动机内部工作系统剖面图 图3 2 发动机正时链系统与辅助变配气机构 正时系统是保证发动机在工作中通过配气机构来完成气体的循环工作的，与正时 系统共同完成工作的配气机构可从不同角度来分类：按气门的布置分为气门顶置式和 气门侧置式；按凸轮轴的布置位置分为下置式、中置式和上置式；按曲轴和凸轮轴的 传动方式分为齿轮传动式、链条传动式和齿形带传动式；按每气缸气门数目分，有二 气门和四气门等结构。目前常用的正时传动系统有正时链传动系统和正时齿形带传动 系统。 正时系统的另一个作用是完成气门可变的开启时间，发动机正时系统工作配气角 度见图3 - 3 。 1 9 图3 3 发动机正时系统工作配气示意图 当气缸的工作循环需要将气门打开进行换气时，由曲轴通过正时链传动中的小链 轮，通过链条传递使凸轮轴的大链轮来驱动凸轮轴旋转，使凸轮轴上的凸轮凸起部分 通过挺柱、推杆、调整螺钉推动摇臂摆转，摇臂的另一端便向下推开气门，同时使弹 簧进一步压缩。 汽车发动机正时系统的初期是采用正时齿轮传动，后来采用橡胶的正时齿形带传 动。但在正时齿形带刚问世的时候，由于正时齿形带自身的不足，许多人认为当时的 正时齿形带只能是一种产品的临时过渡并且会出现逐渐减少的局面。金属制的正时链 条在强度、耐久性及运转精确性方面要远远优于正时齿形带，橡胶制品的强度要远比 金属的寿命低，在工作中由于受力等因素的影响，正时齿形带要承受巨大扭矩而很容 易导致齿形带破裂、局部挤拉伸过度，甚至还会出现裂纹甚至是断裂。但在当时，由 于链条在一些方面仍有不足，橡胶制品的新技术创造了强度更高、重量更轻，低成本 的齿形带，使齿形带具有使用方便、价格低廉、维修快捷等特点，因此在相当长的时 间内，正时齿形带被广泛的应用。 但随着链条工艺的改进和链条传动技术的快速发展，正时链条的优越性更加突显， 越来越多的汽车发动机生产厂商应用正时链来替代正时齿形带和齿轮传动，原因是正 时齿形带正常的磨损比较快、塑性变形较大、横向尺寸较大、耐高温性较差；齿轮传 动重量大、不适用大距离传动、占有的空间大，多级传动受限制。而正时链的特点恰 恰可以弥补正时齿形带和正时齿轮的不足。 3 2 发动机正时链的特点 链传动是一种具有中间挠性件的啮合传动，它兼有齿轮传动和带传动的一些特点。 并具有结构简单、结构紧凑、尺寸小、传动功率大、传动效率高、可靠性高、传动比 较准确、适合大中心距传动、适应性强、易于维修保养等特点，因此在汽车发动机正 时系统中得到了广泛的应用。不仅在汽车行业发动机的正时系统、机油泵传动中使用， 在众多行业中都有广泛的应用，尤其是在批量大的定型产品自动化连续生产输送线上 更有大量的链传动应用。目前的链传动的传递功率能力范围很广，传动效率很高，线 速度甚至超过4 0 m s ，传动比可从1 到1 0 ，正常工作寿命能够达到1 5 0 0 0 h 。正是由于 链传动技术的不断发展，越来越多的行业开始应用了链传动技术。 目前发动机正时系统中用到的正时链条多数为套筒滚子链。套筒滚子链是由多个 链节以自身的铰链副连接起来的，它以整体显现出柔性而局部是单个链节故又显示为 刚性，因此目前在汽车发动机行业中应用前景广阔。 普通滚子链在中速和低速区工作情况比较好，但在高速区工作时，由于滚子和套 筒的高速冲击而疲劳破坏、铰链副胶合，使链条在高速区无法可靠地工作或过早的失 效。试验结果表明，在遵从设计、制造、润滑等方面经济性原则的条件下，研制出的 高速链在高速区能够可靠的工作。生产出的高速链工作寿命已达到了设计要求。采用 喷丸工艺的滚子虽然使生产成本有所增加，但可大幅度提高高速链的使用寿命。如果 按大批量生产计算，高速链的成本比普通链高2 0 左右，而工作寿命成倍增加，因而 是经济合理的。用在汽车生产中，其相对的成本虽然增加，但实际中在汽车行业中高 速链的成本提高并不会导致成本的支出困难，同时其寿命长的优势足可以使汽车链产 品在越来越多的发动机上取代了正时齿形带传动和正时齿轮传动。 3 3 汽车正时链服役条件和失效形式 汽车链的服役条件不同于普通的工业链条，其工作环境条件相当的恶劣，不仅在 高速工况下服役，而且反复起动、制动、正反转或重复冲击工作的链条承受着怠速、 加速、减速等交变速度的冲击，其传递的功率和工作转速远大于普通工业链条，其工 作点己远超出滚子链传动选择指导的额定功率曲线所限定的普通工业链条的工作 区域之外。 汽车链主动链轮的工作转速一般刀l = 4 5 0 0 8 0 0 0 r m i n ，有的甚至己超过 1 0 0 0 0 r m i n 【2 。如此高速的转动，必会带来一系列问题，如摩擦、温度、疲劳等，所以 汽车发动机正时系统工作的环境温度要高于一般常规工作条件。 由于设计、制造、使用等方面的差异，高速滚子链的失效形式是多种多样的，总 体可分为两种情况：一是正常失效，即链条达到了预期的正常使用寿命；二是非正常 失效，即未达到预期的正常使用寿命就提前损坏报废。非正常失效往往是由于链条制 造质量差、安装精度低、使用不当以及结构设计不合理等原因引起的。汽车链的主要 失效形式为：链条的磨损失效、链条的断裂失效、滚子或套筒的破裂失效、链条的死 节失效【引。 1 ) 链条的磨损失效 滚子链的各元件在工作过程中都会发生磨损破坏，这是由于链条在循环运转中， 不断经受加大的紧边张力和较小的松边张力的反复作用，经过一定的循环次数，铰链 副( 销轴与套筒) 磨损表面会出现片状剥落坑，同时还形成了大量的交叉疲劳裂纹。 这就是销轴和套筒的铰链副承压表面的磨损。这种失效形式是最常见的失效形式，磨 损的后果是：磨损严重的链条总长伸长，使松边垂度增大，链条易于发生跳动，并使 起动或换向冲击加大。当链节距磨损伸长到一定程度会使链条铰链与轮齿的啮合情况 2 1 恶化，发生爬高和跳齿现象。由于滚子爬高到齿顶上，会引起齿顶挤坏滚子表面，也 会引起链条的过载以及跳齿瞬间的强烈冲击。另外，由于过量磨损，也会增大动载荷、 发生振动、产生噪声或其它形式的破坏。这些都会大大降低链条的使用寿命。 2 ) 链板断裂失效 汽车链链板的断裂失效，对于双排链来说是主要的失效形式。这是因为在高速多 冲交变循环载荷作用下，双排链中链板与销轴常被间隙配合的结构型式所限，其销轴 与外链板、套筒与内链板的联结牢固度的衰减程度要比单排链严重得多，当联结牢固 度衰减至一定程度后，导致外链板向外移出销轴并断裂失效，这就是所谓的链条“散架” 现象。另一方面，经过一定的循环次数，就会在板孔两侧的应力集中区发生疲劳破坏。 3 ) 滚子套筒的冲击破裂失效 汽车链在高速区工作时，滚子( 或套筒) 的冲击疲劳破裂是其主要的失效形式。 链条在与轮齿的啮入过程中，由于多边形效应会产生一个由啮入冲击引起的动载荷。 组成铰副链的销轴与套筒之间有相对转动。在滚子链中，啮入冲击首先由滚子承受， 再从滚子传递给套筒、销轴和链板。这样滚子作为链条与链轮的啮合元件，就直接承 受着较大的冲击载荷，在循环应力作用下，在滚子的应力集中区即滚子端部会萌生疲 劳裂纹，并逐渐向滚子中部扩展，裂纹不断扩展将导致端部掉块或整体破裂。由于冲 击能量和速度的平方成正比，所以在中、高速的闭式链传动中尤为常见。 4 ) 链节“死节 失效 汽车发动机用滚子链、套筒链发生的“死节失效很少，但对于汽车用齿形链， 如果齿形链变位系数过大，表现在链轮量柱测量距过小，这种情况下，链板啮合面下 移至齿尖部位与轮齿干涉且产生严重的挤压变形，链条出现“死节 。 第四章汽车发动机正时链系统设计 4 1 汽车正时链系统链条选择及整体布局 目前，国标“滚子链选择指导”中所规定的额定功率曲线已经不适用于汽车链产品 系列，虽然其中有一些链号的链条与汽车链产品的链号和尺寸相同，但其所传递的功 率和转速均远小于汽车链产品【2 9 】。0 5 b t 、0 6 b t 是为数不多可供汽车链参照选用的链 条，其额定功率曲线如图4 1 所示。 、 | 弋 。 。 - m v r 7o s l l - ! l o2 01 0 05 0 01 0 0 0z 0 0 05 0 0 01 0 d 0 0 n - r m i n 图4 1 0 5 b t 和0 6 b t 汽车链额定功率曲线( z l - - 1 9 ) 汽车链传动系统选择链条型号进行计算时，通常己知：链条的传动功率p ，主动 链轮转速n l ，从动链轮转速也。对于汽车链这样的高速链传动系统中，为了不使链轮 与链条重复啮合于相同的点而加速链条的磨损，在空间尺寸允许的条件下，建议主动 链轮齿数五硫2 1 ，并取奇数齿，则z 2 = f 毛，正时链传动系统的传动比通常为l ：2 。 ff 汽车链计算功率与传动功率的关系式为：= 华尸 歹5 式中：为计算功率，p 为传动功率，石为工作情况系数，系数石考虑了链传动 的运行条件，以及驱动机械和从动机械的工作特性所引起的动载荷，见表4 1 疋为齿 数系数，根据小链轮齿数确定，见表4 2 疋为排数系数，根据链条排数确定，见表 4 3 。 表4 - 1 工作情况系数石 平稳运转 1 01 11 3 中等冲击 严重冲击 1 4 1 8 1 5 1 9 1 7 2 1 表4 - 2 齿数系数石 由计算得到的值和已知的值，在汽车链额定功率曲线图上选择相应的链号， 此时汽车链的工作点( ，z l ，) 应位于所选择链号的额定功率曲线下方。 通常发动机的两个链轮的中心距是在发动机设计时就确定的，而其它轴的位置也 已经确定了，据此就可计算发动机的功率，并根据功率和转速来确定链传动中链条的 型号和排数i j o j ，并根据发动机的结构尺寸可以大致确定出主动轮与从动轮的直径范围， 最终再确定两个链轮齿数。考虑发动机正时链传动系统的传动比和链条本身的特点， 尽可能的使链条在传动过程中与链轮不经常在同一个位置啮合，通常在确定主动链轮 齿数时应首选奇数齿，并且链轮的齿数与链条节数不成整倍数关系。 现以发动机的双轴链传动系统为例，阐述汽车链传动系统的设计方法。汽车发动 机正时机构见图4 2 。 i 图4 2 正时链结构简图 由于汽车发动机正时链系统对振动和噪声有着严格的要求，链传动的松边均安装 张紧器，而紧边通常安装阻尼器。阻尼器通常安装在链传动过程中可能产生振动的紧 边，这样就消除或减轻了正时系统在发动机工作过程中振动的产生。一般意义上的链 传动中心距和垂度的设计计算方法已不适用于安装了张紧器的汽车发动机正时系统， 2 4 因为已经不再是松边悬垂方式的链传动系统了，而要考虑怎样才能更好的设计张紧器 上的张紧板的圆弧曲率，以保证在工作中起到良好的张紧作用，从而避免在变速过程 中紧边链条松弛后在加速变化过程中会出现从动链轮受到冲击而产生的冲击力。 汽车链系统设计时，链传动的紧边一般是向内凹的圆弧曲线，而普通链传动的紧 边通常以相切于主从动链轮分度圆的一段直线来表示。松边的圆弧曲线通常不是向外 凸而是向内凹。在装设了张紧器之后，松边的悬垂曲线就不是所谓的“悬链线 了， 而是支承和贴附在张紧板的圆弧曲线上。 设松边内凹距离为啊，紧边内凹距离为，在中心距a 较小，水平或近似水平传 动时，通常可取如= ( 5 8 ) 口，= ( 2 5 ) 口，在中心距a 较大，垂直或近似垂直传 动时，则取啊= ( 8 1 2 ) a ，红= ( 4 7 ) 口。在不发生由于链条磨损而导致松紧边内凹 曲线段接触的条件下，松紧边内凹后可以减小链传动系统所占用的空间，便于总体的 合理布局。如果总体布局需要松边和紧边分别向外凸，其外凸距离也可参照上述庇， 见值选用。特殊设计时h 值也可适当减小或增大。 链传动的传统设计方法目前常用的有：德国w i n k l h o f e r 公司等采用几何尺寸推导 出来的解析法，另