一种V型发动机正时链系统的设计方法

付振明 金玉谟 孟繁忠

1.青岛征和工业有限公司，青岛，266705 2.吉林大学，长春，130022

0 引言

近年来，随着汽车工业的飞速发展，发动机正时系统已越来越多地采用链传动来取代正时齿带传动或齿轮传动。较大排量较大功率的V型发动机，尤其是较大排量（4000mL以上）的V型柴油发动机的正时系统，目前大都采用齿轮传动，导致发动机正时系统体积庞大、笨重、噪声大、振动大、使用寿命短，制约了发动机整机性能的提高。正时链传动系统的尺寸紧凑、可靠性高、耐磨性高的显著优点是齿轮传动和齿带传动所不具备的，显示了其广阔的应用前景。

通常，汽车发动机链条（下称“汽车链”）节距p为6.35～12.7mm[1]。目前，国际上各大汽车公司的许多轿车、货车等产品的发动机正时传动系统和机油泵传动系统均采用了链传动，国内生产的汽车发动机也越来越多地应用了汽车链产品，但主要还是依赖国外设计或进口正时链传动系统[1]。

1 总体布局设计

通常，V型汽车发动机正时链系统由正时链条、主轴链轮、凸轮轴链轮、V型过渡链轮、导板组件、张紧臂组件和张紧器组成。本文提出的新型V型汽车发动机正时链系统如图1所示，主要包括正时链条、主轴链轮、凸轮轴链轮、V型导轨、惰轴链轮、导板组件、张紧臂组件和张紧器。V型导轨由三个导板组件组成。采用一个惰轴链轮将链条的松边分为两段，并分别采用两个张紧臂组件和两个张紧器对链条的松边进行张紧。该结构布局使发动机结构紧凑、可靠性高、耐磨性高，提高了发动机整机性能。

图1 一种新型V型发动机正时链系统结构布局

该V型发动机正时链系统的特征如下：实现V型传动的V型导轨工作曲面由五个曲率半径圆弧组成；采用了大曲率半径圆弧的紧边导轨和次紧边导轨，并使正时链条在紧边和次紧边形成内凹的小垂度张紧，以提高链传动的平顺性，减小振动和噪声；采用一个传动惰轴链轮将正时链条的松边分为两部分，设置了两个液压张紧器分别对正时链条进行张紧，减小了张紧器的工作行程，保证了正时链条在松边形成内凹的适度垂度张紧，提高了正时链条传动的平顺性，改善了正时链条松边受力，减小了振动和噪声。

2 设计计算

2.1 正时链条的选择计算及其静强度验算

汽车链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z1≥21，并取奇数齿，则从动链轮齿数z2＝iz1。汽车链传动的计算功率为

式中，f1为工作情况系数（表1）；f2为齿数系数（表2）；f5为排数系数（表3）。

表1 工作情况系数f1

表2 齿数系数f2

表3 排数系数f5

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。可供汽车链参照选用的05BT、06BT汽车链的额定功率曲线参见文献[1]，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。

应该指出，对于没有额定功率曲线或没有额定功率表可供参照选用的汽车链传动的选择计算，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。汽车链静强度的安全系数为

式中，Q为汽车链的抗拉强度；F为汽车链紧边工作张力；d1为主动链轮分度圆直径。

统计表明，取n为14～18较为适宜[1]。

2.2 V型导轨的设计计算

V型导轨由三个导板组件组成，如图2所示，这三个导板组件分别是：一个V型底部的中间导板组件，两个V型两侧对称的侧导板组件。

通常取：C1为0.35C～0.45C，C2为0.35C1～0.45C1，C3为 0.60（C1－C2）／2，C4∈ [25mm，45mm]，β3∈ [35°，45°]，β2＝β3／5。其中，C1为两凸轮轴的中心距；C2为中间导板组件导向的顶圆弧弦长；C3为中间导板组件导向的二级圆弧水平弦长；C4为侧导板组件外侧距导向切点的距离；β2为中间导板组件导向的二级圆弧中心角；β3为中间导板组件导向的顶圆弧中心角。

图2 V型导轨布局示意图

V型导轨由五个曲率半径圆弧组成（图2）。由于左右对称，故R1＝R5，R2＝R4。

由图2可导出：

其中，R1为V型导轨左侧一级圆弧曲率半径，其圆弧中心坐标为

R2为V型导轨左侧二级圆弧曲率半径，其圆弧中心坐标为

R3为V型导轨顶圆弧曲率半径，其圆弧中心坐标为

R4为V型导轨右侧二级圆弧曲率半径，其圆弧中心坐标为

R5为V型导轨右侧一级圆弧曲率半径，其圆弧中心坐标为

V型导轨由上述五个曲率半径圆弧所组成，由此就确定了V型导轨的安装位置。

2.3 正时链条垂度值的设计计算

正时链条紧边、次紧边和松边的内凹垂度值的计算由图3导出：

式中，h1为紧边垂度值；h2为次紧边垂度值；h3为松边Ⅰ垂度值；h4为松边 Ⅱ 垂度值；α1、α2、α3、α4分别为圆弧r1、r2、r3、r4所对应的中心角。

图3 正时链条垂度值计算示意图

3 正时链系统试验

对于汽车链而言，衡量和评价其耐磨性能的指标不是摩擦学领域通常说的磨损量，而是对汽车链传动可靠性产生直接影响的磨损伸长量ΔL。通常用汽车链的相对磨损伸长率ε（ε＝ΔL／L）（L 为汽车链长度）来表示[2]。

3.1 试验规范

试验是在自主研制的正时链系统高速试验台上进行的[3－4]，该试验台主要包括正时链条、主轴链轮、凸轮轴链轮、惰轴链轮、V型导轨、导板组件、张紧臂组件和张紧器、转速传感器、电动机（变频器）和自动加载器，如图4所示。

图4 正时链系统高速试验台

试验规范：应用本文设计方法设计的某公司6V发动机正时链系统采用了内－外复合啮合齿形链，节距p＝8.0mm，链条节数Lp＝240。试验链条经预跑合3min（主轴转速1200r／min，链条紧边张力8000N），主动链轮齿数z1＝25，从动链轮齿数z2＝25，压力喷油润滑油温度40～65℃。主动链轮转速n1＝5000r／min，试验扭矩T＝25.0N·m，试验时间均为500h，每隔25h在LZC－500型链条中心距测量仪上测量一次链长，测量载荷F＝440N。链条中心距a测量方法如图5所示。

图5 链条中心距测量方法示意图

3.2 试验结果

在试验过程中的不同阶段所测的齿形链的磨损伸长率的变化[5]如图6所示。

图6 正时链条磨损曲线

该内－外复合啮合齿形链经500h试验后的最大磨损伸长率ε＝0.529%，由正时齿形链系统500h试验过程中良好的平顺性和优异的耐磨性能可以表明，本文V型发动机正时链系统的设计方法是切实可行的。该6V发动机正时链系统已通过了主机厂的装机性能试验。

[1]孟繁忠，李宝林，吕翔，等.汽车发动机正时链系统设计方法[J].哈尔滨工业大学学报，2009，41（5）：122-124.

[2]孟繁忠，冯增铭，李纯涛，等.新型齿形链磨损机制及其温度和速度特性的试验研究[J].摩擦学学报，2004，24（6）：560-563.

[3]付振明，金玉谟.一种变异啮合机制的新型齿形链的设计方法和试验研究[J].机械设计，2010，27（1）：22-25.

[4]付振明，金玉谟.发动机用内啮合机制齿形链的设计方法和试验研究[J].机械传动，2009，33（6）：86-88.

[5]孟繁忠.齿形链啮合原理[M].北京：机械工业出版社，2008.