某直列四缸柴油機的正時鏈系統概念設計

于波（上海汽車集團股份有限公司技術中心，上海201804）

某直列四缸柴油機的正時鏈系統概念設計

于波
（上海汽車集團股份有限公司技術中心，上海201804）

介紹了一款直列四缸柴油機升級過程中正時鏈系統的概念設計方法和過程，并詳細介紹了概念設計中每個步驟需要完成的工作，展開敘述了正時鏈系統各零部件設計的一般準則。本文還對正時鏈系統的摩擦功及鏈條受力作了研究，并通過計算展示了設計優劣對于系統性能的巨大影響。

共軌柴油機正時鏈系統概念設計

1　　前言

正時傳動是發動機中重要的組成部分，承擔了為配氣機構傳動動力的職責。隨著頂置凸輪軸（OHC）成為新型乘用車發動機的設計主流，正時齒輪傳動已逐漸淡出，而正時鏈傳動由于其免維護、可靠性好的特點，有著廣泛的應用［1］，尤其在柴油機開發過程中，鏈系統是正時傳動的首選方案。而正時鏈系統的設計，應在保證可靠性和耐久性的前提下，盡量做到結構緊湊、布置合理，實現輕量化和低能耗的設計。

2　　發動機設計目標

隨著汽車工業的快速發展，汽車排放產生的有害氣體日益嚴重地污染著人們的生存環境，為了節省能源消耗，保護人類的生存環境，世界各國先后制定了各種嚴格的排放法規，因此新型發動機往往和小排量、高功率、低排放等概念聯系在一起。本文涉及的正時鏈系統，將運用于一款直列四缸、排量為1.6L、歐Ⅵ乘用車柴油機。該1.6L柴油機基于一款已量產的直列四缸、1.9L排量的歐Ⅴ排放發動機進行開發，開發的目標是降低原發動機的重量和尺寸，使之能用于更小的發動機機艙的新車型。表1給出了發動機的相關參數及開發目標。

正時鏈系統概念設計的目標包含以下內容：（1）系統布置方案確定；（2）系統及零部件與整機的設計邊界確定，框架圖完成；（3）系統零部件的初步設計方案，包括材料和生產工藝初選；（4）系統級的技術優化方案確定。

3　　正時系統布置方案設計

該柴油機在設計中，由于傳動的布置策略不同，正時鏈系統的更改很大，相當于全部重新設計。在原機中，燃油泵在發動機前端進氣側，高度位置居中，因此正時傳動為兩級傳動。先由曲軸傳動燃油泵，再從燃油泵傳動兩根凸輪軸，見圖1。在發動機設計中，考慮到燃油泵位置對于發動機機體寬度及重量的不利影響，將燃油泵移至凸輪軸后端驅動，因此正時傳動變為了更緊湊的一級傳動結構，由曲軸直接驅動凸輪軸。并由于凸輪軸間距的限制，將原先正時鏈直接驅動兩根凸輪軸改為僅驅動其中一根，另一根由凸輪軸間的齒輪實現傳動。

設計正時系統的第一步是確定凸輪軸的驅動順序。正時鏈直接驅動進氣凸輪軸還是排氣凸輪軸沒有強制的要求，但是總的來說，在滿足布置要求的前提下，還需要考慮傳動效率、準確性和齒輪本身的設計及成本，見表2。

表1　　原機和升級機型的關鍵參數和開發目標

圖1　　原發動機的正時鏈系統示意圖

表2　　選擇凸輪軸驅動順序需考慮的設計要點

原機和新設計的發動機都采用左側進氣、右側排氣的布置形式，正時鏈分別驅動進、排氣凸輪軸的布置方案如圖2所示。由圖中可以看出，正時鏈直接驅動排氣凸輪軸的方案更為緊湊，也能使機體前端重量減輕。

確定了凸輪軸驅動順序后，確定由凸輪軸后端驅動高壓燃油泵及真空泵的位置。根據表2中的傳動效率原則，將傳動扭矩較大的燃油泵布置在排氣凸輪軸后端，進氣凸輪軸后端放置傳動扭矩較小的真空泵。至此，系統布置方案的設計已完成，完整傳動系統的簡圖如圖3所示。

圖2　　正時鏈驅動不同凸輪軸的方案簡圖

4　　正時鏈系統的設計邊界及框架圖

完成系統的布置設計后，下一步是確認系統下級各零部件與發動機其他零件的關系，并以此確認系統及零部件的設計邊界，通過框架圖（圖4）表示。

圖中，B代表螺栓連接，C代表設計間隙，F代表接觸配合，T代表扭矩傳遞，V代表振動；點劃線框表示系統零部件，虛線框表示關鍵輸入條件。通過框架圖，正時鏈系統與發動機其他零件的關系能夠直觀顯示，在后續設計開發中，即可按照框架圖中體現的零件關系對實際的設計交付進行系統性地校核。

圖3　　升級機型的正時鏈傳動系統布置簡圖

圖4　　升級機型正時鏈系統及零部件設計框架圖

5　　系統零部件初步設計

5.1正時鏈條

展開正時系統零部件設計的第一步是正時鏈條的選型。一般柴油機中，曲軸轉速波動大，且由于燃油直噴到氣缸內，一旦燃油燃燒不充分，燃油會從活塞和缸孔的間隙進入到油底殼內而導致機油稀釋。大部分缸體采用鑄鐵材料，清潔度控制相對較差，往往較多的雜質會進入機油，鏈條還需驅動燃油泵，較汽油機的鏈條受力普遍偏大，這些影響因素對柴油機鏈條的抗疲勞強度和抗磨損性有較高的要求，因此在升級機型中選擇9.525 mm節距鏈條［2］［3］。鏈型選擇上，齒型鏈由于其抗磨損性能較差，幾乎沒有柴油機中的應用，不作考慮；套筒鏈相比滾子鏈，抗磨損性更好、摩擦損耗也較低，因此在升級機型中最終選定9.525 mm節距套筒鏈作為正時鏈條，并先以單排鏈作為首選方案，最終需通過CAE計算和系統測試確定是否有必要改為強度更高的雙排鏈。

5.2鏈輪

鏈條選型之后是鏈輪齒數的確定。配合套筒鏈的曲軸鏈輪，考慮到鏈條與鏈輪嚙合磨損的均勻性，應取奇數齒；而曲軸鏈輪齒數應盡量取大，改善正時鏈的多邊形效應和受力情況［2］。但是曲軸鏈輪的設計應考慮到凸輪軸鏈輪的設計邊界：一級傳動中凸輪軸鏈輪直徑是曲軸鏈輪的2倍，而且凸輪軸鏈輪在發動機及整車環境中常常是發動機艙內最高點的位置，其邊界受到苛刻的行人碰撞保護要求的限制，不能設計得過大。在升級機型中，基于在限制條件下最大化鏈輪齒數的考慮，最終曲軸鏈輪和凸輪軸鏈輪齒數定義為21齒和42齒。

5.3張緊器與鏈條動軌

在發動機設計中，考慮沿用原機的2個液壓張緊器中的一個，張緊器的具體液壓特性及參數需在后續詳細設計階段再做確定。該液壓張緊器在柱塞前端有一出油孔，張緊器高壓腔中的部分機油會從油孔中泄出，接著通過鏈條動軌上的泄油通道噴射在正時鏈上，起到潤滑的作用，見圖5。

圖5　　張緊器柱塞前端油孔泄油潤滑示意圖

張緊器的安裝位置，考慮到由于正時鏈驅動右側的排氣凸輪軸，缸蓋上進氣側有較大空間可以安裝張緊器，相比將張緊器安裝在機體上來說，可以進一步減少機體前端的寬度，達到整機減重的目的。但是液壓張緊器安裝在缸蓋上，發動機冷啟動時機油到達張緊器的時間較長，機油充滿張緊器前，發動機的轉動使松邊的正時鏈條在慣性力作用下，反向作用在鏈條動軌并最終作用在張緊器柱塞上，此時由于張緊器油壓還未來得及建立，柱塞尾部可能會被反推到張緊器殼體內壁的底面，產生巨大的金屬敲擊聲［4］。由于原機的正時鏈系統為兩級傳動，2個液壓張緊器分別安裝在機體和缸蓋上，對比在原機上張緊器安裝位置對冷啟動的影響，這有助于張緊器選型，以及了解其對冷啟動的影響程度。在原機上進行了張緊器不同安裝位置的冷啟動試驗，其結果如圖6所示。

圖6　　原機冷啟動過程中張緊器工作情況

從圖中可以看出，在發動機啟動后，張緊器2種安裝位置下機油充滿張緊器的時間接近，分別為6.3 s和6 s。安裝在缸蓋上時，機油達到張緊器的時間較安裝在機體上時要慢了0.5 s，而張緊器安裝在缸蓋上其響應速度較快（主要原因是張緊器內部容積腔較?。Ｒ虼嗽诒敬卧O計中，最終選定原機中安裝在缸蓋上的張緊器。但是發現原機張緊器安裝在缸蓋上，在發動機啟動后的0.5～2.5 s之間，存在張緊器柱塞反敲殼體的現象，見圖6（b）中矩形區域。在這次重新設計時，將該張緊器內部彈簧預緊力加大，并在后續開發過程中對冷啟動情況進行跟蹤。

5.4鏈條定軌

原機的鏈條定軌采用一體式的尼龍導軌，材料為PA46，定軌的重量、成本均較低。且PA46作為工作面能夠有效降低鏈條與導軌的摩擦，是非常合理的設計。在升級機型中，由于整機的重量和尺寸是優先級最高的設計關注點，因此在定軌的設計上采用沖壓鋼板為導軌支架、PA46為導軌工作面的方案，縮小機體前端的寬度18～20 mm，實現減重目的，如圖7所示。

圖7　不同方案定軌包絡示意

根據國外先進供應商的經驗，鏈條定軌的弧度對系統整體性能有非常大的影響。平坦的定軌設計，能夠有效降低系統的摩擦功，并且能夠減小緊邊的長度，同時也能減少由于鏈條磨損導致的傳動相位滯后。在這次正時系統的概念設計過程中，對平坦定軌和弧度定軌的方案與原機相同的方案進行了計算比較。比較過程中還加入了導軌工作面采用PA66材料和PA46材料的比較，結果如圖8所示。

明顯可以看出，PA46相比PA66作為導軌工作面對降低系統摩擦功有一定幫助，而平坦導軌相比原型機導軌弧度可以大幅降低系統摩擦功，達20%以上。

6　　后續的系統優化

完成系統零部件的概念設計后，檢查系統是否有進一步優化的可能性。由于升級機型中，燃油泵由排氣凸輪軸傳動，其負載是正時鏈系統負載的重要組成部分，應研究其對系統的不利影響并加以優化。

共軌柴油機中，做功一次燃油系統即供油一次，燃油泵向共軌供油，共軌做為一個高壓儲存腔向噴油器供油［5］。而燃油泵一般都是柱塞泵結合轉子泵的結構，而柱塞泵多數采用三柱塞形式，針對直列四沖程四缸柴油機而言，就是曲軸每轉動2圈，凸輪軸轉動1圈，燃油泵轉動4/3圈（燃油泵與發動機速比=2/3），凸輪軸扭矩出現4個峰值，燃油泵內部凸輪轉動接觸柱塞4次，也會出現4個峰值。當凸輪軸和燃油泵的驅動扭矩負載都由正時鏈系統承擔時，如果不對這2種負載的相位加以控制，就有可能出現峰值疊加的情況，此時鏈條受力會變大，不利于系統的可靠性、摩擦功以及噪聲水平，因此需要通過研究，錯開峰值。通過對升級機型上正時鏈條計算，發現燃油泵與凸輪軸之間最佳相位角（可以認為是扭矩峰值與另一扭矩谷值疊加）下鏈條緊邊的受力比最差相位角（峰值疊加）下的小25%左右（見圖9）。

確定了凸輪軸與燃油泵之間的最佳相位角之后，便可以從結構設計上保證該角度，簡單的鍵槽配合即可實現相位角的定位。

圖8　不同方案的正時鏈系統摩擦功水平比較

7　　結束語

完成以上步驟之后，正時鏈系統的概念設計基本完成，后續的零部件設計應基于概念設計中所確定的設計策略進行。另外值得一提的是，正時鏈系統是復雜的總成，承擔著控制配氣相位的關鍵功能，但是由于其設計邊界受到機體、缸蓋、潤滑系統，甚至整機策略和邊界等的影響，在整機開發過程中常發生更改；每次設計更改，工程師都應該仔細檢查系統的設計邊界和系統策略是否發生了變化，一旦有變化，必須重新進行概念設計，并嚴格按照概念設計的步驟重新進行設計。

圖9　　燃油泵與凸輪軸間最佳及最差相位角對鏈條受力的影響

［1］周龍保.內燃機學［M］.北京：機械工業出版社，2000.

［2］Mollenhauer K，Tsch？ke H，Handbuch Dieselmotoren［M］，Springer，1997.

［3］孟繁忠，李寶林，呂翔等.汽車發動機正時鏈系統設計方法［J］.哈爾濱工業大學學報，2009，419 （5）：122-124.

［4］張京正，王勇，薛云娜.發動機正時鏈波動與沖擊特性［J］，山東大學學報，2007，37（2）：30-33.

［5］柴油機設計手冊編輯委員會.柴油機設計手冊（中冊）［M］.北京：中國農業機械出版社，1984.

An Inline Four-cylinder Diesel Engine Timing Chain System Concept Design

Yu Bo
（SAIC Motor Technical Center Engine Department，Shanghai 201804，China）

A concept design method and process of timing chain system of a four cylinder updating diesel engine is introduced，detailed introduction concept design each process require completed work，the general rule of the design of the component parts of the timing chain system is described.In this paper，research timing chain system friction power and chain load，by calculate demonstrate design quality for the great influence on the performance of the system.

common rail diesel engine，timing chain system，concept design

10.3969/j.issn.1671-0614.2016.01.003

來稿日期：2015-10-13

于波（1981-），男，工程師，主要研究方向為發動機零部件設計。