汽车发动机正时链系统设计方法研究

汽车发动机正时链系统设计方法研究

国际上主要汽车公司的许多汽车产品使用链传动作为其发动机的主循环动脉和机油泵的动脉。然而，由于与国外相关的车辆正时链的设计方法和相关数据尚未披露，国内研究和生产公司在正时链的设计方法和原则上仍存在一些盲点。目前，该产品的设计模仿了公司，并进行了相结构分析。中国高端汽车的正时链主要依赖于进口，中国每年需要大量的正时链。针对目前国内设计与制造方面诸多问题,本文在研究发动机正时链使用性能及寿命的基础上,依据链传动的特性,采用解析法详细的探讨并论证了链传动特性,进一步研究发动机正时链张紧器结构与阻尼板设计方法.1服务条件以及汽车链的失败形式1.1高速工况下的运行汽车链的服役条件不同于普通的工业链条,其传递的功率和工作转速远大于普通工业链条,如06BT-1汽车链在z1=19,n1=5000r/min时所传递的功率可达P=10kW,其工作点已远超出由GB/T18150-2000、ISO10823-2004《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06B-1的工作区域之外.通常,汽车链主动链轮的工作转速n1=4500～8000r/min,有的甚至已超过10000r/min.汽车链不仅在高速工况下服役,而且承受着怠速、加速、减速等交变速度的冲击,表明了汽车链服役条件的严酷.1.2汽车链失败的形式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.1汽车链磨损伸长率试验研究表明,汽车链的主要磨损机制为疲劳磨损,有时伴有磨粒磨损、粘着磨损.通常,汽车链在使用20×104km后,其允许的磨损伸长率ε≤1%,而目前国产汽车链使用10×104～15×104km后,其平均磨损伸长率已经达到了ε>1%,这不仅降低了正时链系统的定位精度,而且增大了正时链系统的传动噪音.2滚动式应力充放电特性浓度表1.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.滚子作为链条与链轮的啮合元件,它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.3中链板抗损性随组织状态.主要表现为汽车链链板的断裂失效,对于单排链条并不是主要的失效形式.但对于双排链,出现链板断裂失效的情况却比较多,主要表现在双排链由于在高速多冲交变循环载荷作用下,由于中链板与销轴常为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.而正常的疲劳断裂常发生在内链板上.2汽车链传动的功率曲线目前,GB/T18150-2000、ISO10823-2004《滚子链选择指导》所规定的额定功率曲线不适用于汽车链产品系列,虽然其中的某些链号,如:05B、06B等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.可供汽车链参照选用的05BT、06BT的额定功率曲线如图1所示.其他链号的汽车链额定功率曲线可咨询相关汽车链条公司.汽车链的润滑方式通常采用压力喷油润滑.汽车链传动选择计算时,通常已知:传动功率P,主动链轮转速n1,从动链轮转速n2,则传动比i=n1/n2.对于汽车链这样的高速链传动,在空间尺寸允许的条件下,建议主动链轮齿数z1min≥21,并取奇数齿,则z2=i·z1,汽车链传动的计算功率为Pc=Pf1f2/f5(1)Ρc=Ρf1f2/f5(1)式中:f1为工作情况系数(见表1);f2为齿系数(见表2);f5为排系数(见表3).由计算得到的Pc值和已知的n1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(n1、Pc)应位于所选择链号的额定功率曲线下方.应该指出,对于没有额定功率曲线或额定功率表可供参照选用的汽车链传动选择计算时,可通过静强度的安全系数方法来进行验算,这在工程设计中是可行的.根据有关文献中对链传动动力学的分析阐述,汽车链静强度的安全系数n=Q/F,(Q为汽车链的拉伸强度,F为汽车链紧边工作张力:F=2×9550P/(n1d1).式中:d1为主动链轮分度圆直径),统计规律表明,取n=14～18较为适宜.3链传动中心距和垂度的设计对于汽车发动机的正时链、机油泵链、高压泵链、共轨泵链、平衡轴链等系统,可以是双轴链传动系统(如:曲轴-机油泵或曲轴-共轨泵或曲轴-单凸轮轴等),也可以是多轴链传动系统(如:曲轴-双凸轮轴或曲轴-高压泵-凸轮轴等),现以某公司发动机的双轴链传动系统(图2)为例,阐述汽车链传动系统的设计方法.关于链传动系统的总布置设计以及链传动中心距和松边垂度的设计计算,GB/T18150-2000、ISO10823-2004以及国内外许多专著均有论述.但是,对于汽车发动机正时链系统,由于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,而紧边通常也安装导向器(阻尼器),并且由于链传动复杂的动力学变化特征等情况下,上述链传动中心距和垂度的设计计算方法已不适用于汽车链系统.汽车链系统设计时,链传动的紧边一般应是向内凹的圆弧曲线,而不是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.其松边的垂度也不采用普通链传动的设计方法,而且松边的圆弧曲线通常不是向外凸而是向内凹.应该说明,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.如图2所示,设松边内凹距离为C1,紧边内凹距离为C2,在中心距a较小,水平或近似水平传动时,通常可取C1=(5%～8%)a,C2=(2%～5%)a,在中心距a较大,垂直或近似垂直传动时,C1=(8%～12%)a,C2=(4%～7%)a.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,便于总成的合理布局.如果总成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C1、C2值选用.由图2可导出:{C=(R+r1)(1−cosα1)α1=90°+α−arccos[a2+(r1+R)2−(r2+R)22a(r1+R)].(1){C=(R+r1)(1-cosα1)α1=90°+α-arccos[a2+(r1+R)2-(r2+R)22a(r1+R)].(1)式中:sinα=(r2-r1)/a;cosβ=[a2+(r1+R)2-(r2+R)2]/[2a(r1+R)];r1为主动链轮分度圆半径;r2为从动链轮分度圆半径;R为松边或紧边曲率半径;C为松边或紧边内凹距离.解方程组(1)可求出R和α1.现以实例阐述正时链传动系统的链条长度、张紧板和导向板曲率半径以及张紧器工作行程的设计方法.已知发动机曲轴与凸轮轴的中心距a=240mm,所配用正时链为双排滚子链06B-2,其节距p=9.525mm,主动链轮齿数z1=19,从动链轮齿数z2=38.1-松边初始频率2设计由图2可以导出,正时链条的链节数为Lp=[π+(α1−α)+(α3−α)]⋅z1/2π+(π+2α+α2+α4)⋅z2/2π+R11(α1+α2)/p+R2(α3+α4)/p.(2)Lp=[π+(α1-α)+(α3-α)]⋅z1/2π+(π+2α+α2+α4)⋅z2/2π+R11(α1+α2)/p+R2(α3+α4)/p.(2)式中:R11为松边初始位置曲率半径;R2为紧边曲率半径.式(2)中的α2、α3、α4的计算方法与方程组(1)中的α1的计算方法一致,只需调整相对应的有关参数.由式(2)计算得出的链节数Lp需圆整为最临近的偶数,则链长L=LP·p.当取C2=10mm(C2=4.2%a),C1=20mm(C1=8.3%a).则由式(1)和(2)计算可得:R2=708.22mm;R11=321.35mm;Lp=79.81,将Lp圆整为临近的整数后取Lp=80;L=80×9.525=762mm.2张紧板伸长分析导向板曲率半径可取为紧边曲率半径R2,并直接由方程(1)求出,而张紧板曲率半径的选择应根据链条的磨损伸长率的变化规律来确定.在链条工作中,随着磨损伸长率ε的增大,由方程组(1)计算得出的松边内凹距离逐渐增大,而松边曲率半径逐渐减小.由图3可以看出,当链条磨损伸长率ε为0、0.5%、1.0%、1.5%时的松边曲率半径分别为R11=321mm、R12=231mm、R13=188mm、R14=165mm.通常,主机厂要求链条的允许磨损伸长率ε=1.0%.由于汽车链系统的张紧器常为摆动式铰链副结构,因而可将张紧器摆动铰链副一侧(约占张紧板圆弧全长的2/3)的张紧板曲率半径取为R1=R11,而将张紧器施力点一侧(约占张紧板圆弧全长的1/3)的张紧板曲率半径取为R′1=R13,则张紧板由两段圆弧R1,R′1光滑连接而成.从而,既有利于在链条使用全过程中张紧作用的有效发挥,又有利于提高容纳磨损伸长的能力以及确保磨损伸长后的链条与张紧板摩擦运动的通畅性.当然,这种情况下,链条松边的曲线形状也相应有所变化.伸长率的变化曲线3张紧器导向板的安装位置张紧板圆弧的曲率中心O3相对于主动链轮切点的坐标为(g1、e1),由图2可导出:g1=(r1+R1)sinα1,e1=g1cotα1-r1.同理可求出对应于导向板的g2=(r1+R2)sinα3,e2=g2cotα3-r1.则张紧器或导向器的相对安装位置即可确定.4张紧器及摆动式链内张力的校核由图3可以求出,当ε=0、0.5%、1.0%、1.5%时,松边中部的内凹距离C11、C12、C13、C14分别为20.0、27.2、33.0、37.4mm.计算表明,即使链条磨损至ε=5%,链条的松紧两边的链条也不会产生接触干涉现象.当设计张紧器的施力点位置距离主动链轮的切点位置为50mm时,取磨损伸长率ε=1.0%,则由图2计算得出的δ′1=8.44mm,由于张紧器为摆动式铰链副结构形式,在工作时其最大位移处于张紧器施力点一端,通常可以取张紧器活塞的工作行程δ1=2δ′1=16.88mm,则张紧器活塞最大的行程取为δ1max=20mm.对于双凸轮轴之间的双轴链传动,如果空间尺寸允许,也可以在主从动链轮中间安装一个具有张紧和导向功能的复合机构使链条的松紧边分别向外凸,同样起到张紧器和导向器(阻尼器)的作用.4汽车链的特性设计1)汽车链的服役条件不同于普通工