王天成

摘 要：對于前置前驅(qū)車型，正時(shí)鏈輪殼上往往會(huì)設(shè)計(jì)有固定在整車的懸置支架結(jié)構(gòu)。因此正時(shí)鏈輪殼性能對于發(fā)動(dòng)機(jī)而言至關(guān)重要。文章從多個(gè)角度出發(fā)，通過實(shí)際算例概括闡述了正時(shí)鏈輪殼設(shè)計(jì)過程中所需完成的校核內(nèi)容，并給出評價(jià)值及結(jié)論，確保零件設(shè)計(jì)的安全性、合理性。

關(guān)鍵詞：正時(shí)鏈輪殼;設(shè)計(jì)校核;評價(jià)值及結(jié)論

Abstract： For the front front drive vehicle， the mounting bracket structure fixed to the whole vehicle is often designed on the timing sprocket housing. Therefore， the performance of timing sprocket housing is very important for the engine. From several angles， this paper summarizes the checking contents needed in the design process of timing sprocket housing through practical examples， and gives the evaluation value and conclusion to ensure the safety and rationality of the part design.

前言

發(fā)動(dòng)機(jī)正時(shí)鏈輪殼安裝在發(fā)動(dòng)機(jī)缸體缸蓋前端，通過螺栓與缸體缸蓋共緊，起密封正時(shí)機(jī)構(gòu)、保護(hù)正時(shí)零件的作用。同時(shí)對于前置前驅(qū)發(fā)動(dòng)機(jī)，整車與發(fā)動(dòng)機(jī)連接的懸置支架位于發(fā)動(dòng)機(jī)前側(cè)，因此正時(shí)鏈輪殼上往往還會(huì)設(shè)計(jì)有與整車配合的鏈輪殼懸置支架，如圖1和2所示。

考慮到整車輕量化和結(jié)構(gòu)剛度的要求，同時(shí)兼顧零件制作工藝成本和周期，正時(shí)鏈輪殼一般會(huì)采用鋁合金材料，并采用金屬模壓力鑄造的方式減少內(nèi)部氣孔、裂紋等缺陷，降低內(nèi)部殘余應(yīng)力提高零件硬度。

因此為保證正時(shí)鏈輪殼能適應(yīng)各種復(fù)雜工況，除制作工藝保證零件狀態(tài)，設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)校核尤為重要。有時(shí)甚至考慮到制作超差性能失效的情況，還要增大設(shè)計(jì)安全系數(shù)，提高車輛被動(dòng)安全性。在零件處于開發(fā)階段，需要通過CAE手段對正時(shí)鏈輪殼進(jìn)行仿真校核計(jì)算。文章運(yùn)用ABAQUS軟件，舉例說明所需要進(jìn)行的校核過程。

1 模型前處理工作

作為連接發(fā)動(dòng)機(jī)和整車的零件，其主要的載荷來自于整車懸置支架，正時(shí)鏈輪殼上懸置支架與整車懸置支架通過雙頭螺柱與螺母擰緊。為了計(jì)算結(jié)果盡量準(zhǔn)確，且兼顧計(jì)算機(jī)計(jì)算能力范圍，計(jì)算模型中需導(dǎo)入發(fā)動(dòng)機(jī)缸體缸蓋、油底殼、缸蓋墊等零件數(shù)模并對部分模型提取簡化，以此來模擬發(fā)動(dòng)機(jī)整體剛度對正時(shí)鏈輪殼的影響。模型提取后的正時(shí)鏈輪殼裝配模塊如圖4所示。需要注意的是，模型簡化時(shí)缸體缸蓋按長度方向取前端1/4長度的結(jié)構(gòu)（一個(gè)氣缸）即可，太大對結(jié)果本身沒有多大影響，只會(huì)徒增運(yùn)算處理時(shí)間。之后將整車懸置支架數(shù)模安裝在發(fā)動(dòng)機(jī)正時(shí)鏈輪殼上。

對裝配好的數(shù)模劃分網(wǎng)格，網(wǎng)格最大尺寸10mm。對于法蘭安裝面等面面貼合區(qū)域需局部細(xì)化，以提高計(jì)算結(jié)果精度，一般在2至3mm之間。絕對擬合度一般設(shè)定為相應(yīng)網(wǎng)格尺寸大小的10%（絕對擬合度即擬合后得到的網(wǎng)格與之前數(shù)模實(shí)際邊界的最大偏差值）。網(wǎng)格形狀詳見圖5所示。

之后對模型賦予材料屬性。材料屬性需根據(jù)具體發(fā)動(dòng)機(jī)缸體缸蓋、油底殼等零部件材料進(jìn)行屬性定義，設(shè)定時(shí)按材料是各向同性均勻材料設(shè)置。本例中各零件的屬性參數(shù)如表1所示。

2 正時(shí)鏈輪殼設(shè)計(jì)校核

正時(shí)鏈輪殼校核主要從以下幾方面進(jìn)行考慮：1.正時(shí)鏈輪殼強(qiáng)度校核 2.與缸體缸蓋法蘭面的接觸滑移 3.模態(tài)分析 4.懸置支架強(qiáng)度分析。

2.1 正時(shí)鏈輪殼強(qiáng)度校核

正時(shí)鏈輪殼強(qiáng)度校核主要是看在各種螺栓預(yù)緊力及整車懸置施加力等載荷情況下，正時(shí)鏈輪殼整體應(yīng)力分布情況。這是從宏觀角度評價(jià)零件設(shè)計(jì)是否圓順、棱角端面等過渡是否平緩、整體連接是否強(qiáng)勁的校核指標(biāo)，因此也往往是校核中的第一項(xiàng)。如果此項(xiàng)有應(yīng)力超過許用應(yīng)力的情況，則需立即進(jìn)行優(yōu)化。

對于鏈輪殼來說，其上所受載荷分為懸置支架載荷和法蘭螺栓預(yù)緊力兩種，根據(jù)整車懸置支架結(jié)構(gòu)和螺栓規(guī)格的不同，載荷數(shù)值也不盡相同。邊界條件采用缸體切割邊界固定約束，螺栓與缸體采用TIE連接方式。

需要額外說明的是，懸置支架載荷應(yīng)考慮整車運(yùn)動(dòng)過程中由于振動(dòng)所形成的重力加速度影響，一般Z向?yàn)?g（g為地球重力加速度），X和Y向?yàn)?g。本例中所施加的載荷情況，如表2和圖6所示。

計(jì)算之后的正時(shí)鏈輪殼各載荷下的應(yīng)力分布云圖如圖7至12所示。根據(jù)云圖可以看出，在各載荷下除螺栓孔周圍外，鏈輪殼無明顯應(yīng)力集中現(xiàn)象，應(yīng)力分布非常均勻。

強(qiáng)度校核中要求，零件最大應(yīng)力不要超過材料許用應(yīng)力（一般是抗拉強(qiáng)度）的0.8。本例中正時(shí)鏈輪殼材料是ADC12鋁合金，許用應(yīng)力為228MPa，因此要求應(yīng)力值都在180MPa之內(nèi)。從云圖中可以看出，除螺栓接觸面外其余各部分的應(yīng)力都在180MPa以內(nèi)，最大應(yīng)力值為145MPa。本例中正時(shí)鏈輪殼強(qiáng)度設(shè)計(jì)滿足要求。

2.2 與缸體缸蓋法蘭面的接觸滑移

接觸滑移是接觸面之間產(chǎn)生相對滑動(dòng)。由于正時(shí)鏈輪殼需防止內(nèi)部機(jī)油滲漏也需防止外部灰塵進(jìn)入正時(shí)系統(tǒng)，正時(shí)鏈輪殼與缸體缸蓋密封顯得格外重要。為防止它們之間密封層破壞，要求鏈輪殼與缸體缸蓋法蘭面的接觸滑移距離需控制在一定范圍之內(nèi)。

由于正時(shí)鏈輪殼與缸體缸蓋接觸面為YZ平面，因此只需要分析Y方向和Z方向的滑移距離即可。施加載荷情況與2.1中的相同。相對應(yīng)鏈輪殼滑移距離云圖如圖13至18所示。圖13是X+方向載荷下的滑移分布云圖，此時(shí)Y方向最大滑移距離為0.0045mm，Z方向最大滑移距離為0.0051mm。

通過矢量疊加方式，將以上結(jié)果疊加可得到綜合滑移距離如圖19所示，此時(shí)最大滑移距離為0.017mm。對于接觸滑移距離，經(jīng)試驗(yàn)測定要求≤0.1mm即可?？梢钥闯?，本例正時(shí)鏈輪殼滿足設(shè)計(jì)要求。

2.3 模態(tài)分析

模態(tài)分析直接反映零件的剛度情況，表示零件在發(fā)動(dòng)機(jī)及整車負(fù)荷激勵(lì)的情況下，抵抗共振和疲勞破壞的能力。由于正時(shí)鏈輪殼是結(jié)構(gòu)性零件，其模態(tài)好壞也直接影響著整車安全性。

正時(shí)鏈輪殼模態(tài)分析時(shí)，其與缸蓋缸蓋接觸面、與懸置支架安裝面均進(jìn)行固定約束。劃分網(wǎng)格大小、絕對擬合度與前處理工作中的一致。各階模態(tài)中屬一階模態(tài)值最小，分析時(shí)重點(diǎn)關(guān)注一階模態(tài)值。以普通直列4缸發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)速6000rpm為例，其共振頻率200Hz并乘以一定的安全系數(shù)，要求模態(tài)值須大于280Hz。對本例正時(shí)鏈輪殼進(jìn)行模態(tài)分析，其一階模態(tài)值為499.76Hz滿足設(shè)計(jì)要求，如圖20所示。

2.4 懸置支架強(qiáng)度分析

懸置支架強(qiáng)度分析不同于2.1中的強(qiáng)度分析，它重點(diǎn)關(guān)注的是懸置支架這個(gè)局部特征的強(qiáng)度情況。根據(jù)既往正時(shí)鏈輪殼失效案例來看，對于這種凸出的“懸臂梁”結(jié)構(gòu)，其容易發(fā)生沿豎直方向的脆性斷裂，詳見圖21所示。斷口分析表明，無疲勞破壞特征，屬于強(qiáng)度不足的一次性斷裂。

下面就以此斷裂件為例，簡要說明強(qiáng)度分析及后期優(yōu)化措施。此斷裂件原結(jié)構(gòu)如圖22所示，紅圈為斷裂區(qū)域。懸置支架強(qiáng)度分析所施加的載荷與2.1中的不同，其施加情況詳見圖23所示，P值為16kN。

在此條件下計(jì)算懸置支架應(yīng)力分布如圖24所示?？梢钥闯觯诩t色區(qū)域應(yīng)力最大為390MPa，遠(yuǎn)超ADC12材料的許用應(yīng)力228MPa。長時(shí)間過量載荷使支架出現(xiàn)脆斷，應(yīng)力最大位置與實(shí)際斷裂位置基本一致。

此處應(yīng)力大也可以看成是一種應(yīng)力集中，整車懸置支架施加的載荷在此處無法施展傳遞到周圍結(jié)構(gòu)中，造成應(yīng)力阻塞。因此優(yōu)化時(shí)決定在其周圍加肉，并與周圍結(jié)構(gòu)平滑過渡。優(yōu)化前后結(jié)構(gòu)對比詳見表3所示。

對新結(jié)構(gòu)進(jìn)行應(yīng)力分析，結(jié)果如圖25所示，優(yōu)化后最大應(yīng)力降為147.4 MPa，小于許用應(yīng)力的0.8，滿足材料設(shè)計(jì)要求。后期經(jīng)優(yōu)化后正時(shí)鏈輪殼搭載臺(tái)架共振耐久試驗(yàn)、綜合耐久試驗(yàn)考核，零件均完好無損，說明此優(yōu)化效果明顯。

3 結(jié)論

文章通過舉例說明的方式，詳細(xì)闡述了正時(shí)鏈輪殼設(shè)計(jì)過程中所需校核分析的內(nèi)容及結(jié)論。作為發(fā)動(dòng)機(jī)承載受力零件，其結(jié)構(gòu)強(qiáng)度對整車安全性、舒適性至關(guān)重要。任何一款正時(shí)鏈輪殼在詳細(xì)設(shè)計(jì)后都需要進(jìn)行文中所述的幾項(xiàng)內(nèi)容的考量，否則就需要設(shè)計(jì)優(yōu)化，將問題止步于樣件制作之前。本文所列舉的正時(shí)鏈輪殼皆為公司現(xiàn)生產(chǎn)的實(shí)際案例，從量產(chǎn)性能來看這些校核內(nèi)容可有效提升零件質(zhì)量，減少甚至消除質(zhì)量問題，對之后正時(shí)鏈輪殼的設(shè)計(jì)具有規(guī)避風(fēng)險(xiǎn)、提質(zhì)增效的指導(dǎo)性意義。

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10.16638/j.cnki.1671-7988.2020.07.022