趙彥文，王艷芳

（鄭州職業(yè)技術(shù)學(xué)院汽車(chē)工程系，河南 鄭州 450121）

前言

正時(shí)系統(tǒng)對(duì)汽油機(jī)的動(dòng)力性、燃油經(jīng)濟(jì)性和排放等性能有很大的影響[1]。正時(shí)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)主要用于在發(fā)動(dòng)機(jī)工作時(shí)在曲軸帶動(dòng)下把動(dòng)力傳遞給凸輪軸，以驅(qū)動(dòng)氣門(mén)機(jī)構(gòu)按時(shí)開(kāi)啟和關(guān)閉，從而使發(fā)動(dòng)機(jī)連續(xù)工作，實(shí)現(xiàn)凸輪軸與曲軸的傳遞運(yùn)動(dòng)，并具有一定的轉(zhuǎn)速比[2-4]。隨著汽車(chē)行業(yè)的發(fā)展，傳統(tǒng)燃油車(chē)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的油耗、噪聲和行駛不平順性（NVH）性能要求越來(lái)越高，正時(shí)傳動(dòng)系統(tǒng)的精準(zhǔn)性和可靠性顯得極其重要[5-6]。

正時(shí)機(jī)構(gòu)是通過(guò)張緊機(jī)構(gòu)確保鏈與鏈輪輪齒之間的嚙合，從而實(shí)現(xiàn)平行軸之間的同向傳動(dòng)。發(fā)動(dòng)機(jī)正時(shí)鏈條由多節(jié)鏈組成，在做傳動(dòng)運(yùn)動(dòng)時(shí)，經(jīng)常會(huì)受到多邊形效應(yīng)和嚙合沖擊的影響[7]。如果正時(shí)鏈條設(shè)計(jì)不合理，受力過(guò)大，會(huì)導(dǎo)致鏈條磨損和鏈條的振動(dòng)幅度增加，進(jìn)而導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)噪音過(guò)大，更嚴(yán)重會(huì)引起發(fā)動(dòng)機(jī)零部件損壞或?qū)е掳l(fā)動(dòng)機(jī)報(bào)廢，因此正時(shí)傳動(dòng)系統(tǒng)的性能直接影響著發(fā)動(dòng)機(jī)品質(zhì)的好壞[8]。

針對(duì)上述情況，對(duì)某發(fā)動(dòng)機(jī)的正時(shí)系統(tǒng)進(jìn)行了動(dòng)態(tài)臺(tái)架試驗(yàn)，驗(yàn)證了某發(fā)動(dòng)機(jī)在不同溫度、不同轉(zhuǎn)速、不同負(fù)荷下，正時(shí)系統(tǒng)中零部件參數(shù)是否符合設(shè)計(jì)要求。

1 試驗(yàn)裝置及方法

1.1 發(fā)動(dòng)機(jī)正時(shí)系統(tǒng)臺(tái)架

試驗(yàn)通過(guò)一臺(tái)改裝的3缸增壓直噴汽油機(jī)進(jìn)行，裝在AVL試驗(yàn)臺(tái)架上。在發(fā)動(dòng)機(jī)不同轉(zhuǎn)速、不同負(fù)荷、不同機(jī)油溫度的條件下，采用新的正時(shí)鏈條和0.4%伸長(zhǎng)率的磨損鏈條來(lái)測(cè)試正時(shí)系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)參數(shù)。發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)如表1所示。

表1 發(fā)動(dòng)機(jī)相關(guān)參數(shù)

1.2 正時(shí)系統(tǒng)模型

該發(fā)動(dòng)機(jī)的正時(shí)系統(tǒng)主要由套筒式正時(shí)鏈條、進(jìn)排氣VVT、正時(shí)鏈定軌、動(dòng)軌、液壓式正時(shí)張緊器、套筒式機(jī)油泵鏈條、機(jī)械式機(jī)油泵鏈張緊器等零部件組成。正時(shí)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)測(cè)試裝置示意圖如圖1所示。數(shù)模確定后，整個(gè)正時(shí)系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)模擬試驗(yàn)，主要是用來(lái)校核：張緊器張力、柱塞行程設(shè)計(jì)是否合理；鏈條強(qiáng)度選型、受力分布是否合理。因此在正時(shí)張緊器旁加裝可測(cè)量行程的裝置，在進(jìn)排氣凸輪軸總成和曲軸總成上安裝測(cè)量角位移的傳感器。

圖1 正時(shí)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)測(cè)試裝置示意圖

1.3 試驗(yàn)方法

發(fā)動(dòng)機(jī)正時(shí)系統(tǒng)在運(yùn)動(dòng)過(guò)程中，正時(shí)鏈條的定軌側(cè)和動(dòng)軌側(cè)的受力情況不同。在試驗(yàn)中，測(cè)量的正時(shí)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)參數(shù)包括：正時(shí)張緊器高低壓油腔油壓、張緊器柱塞運(yùn)動(dòng)軌跡、進(jìn)排氣凸輪軸與曲軸的相對(duì)角位移。測(cè)試過(guò)程是將發(fā)動(dòng)機(jī)負(fù)荷置于部分負(fù)荷狀態(tài)或全負(fù)荷狀態(tài)，將發(fā)動(dòng)機(jī)冷啟動(dòng)，逐漸升速至最高轉(zhuǎn)速后，逐漸降速至怠速狀態(tài)。

根據(jù)之前的動(dòng)態(tài)試驗(yàn)，已經(jīng)得出液壓式正時(shí)張緊器的柱塞與殼體之間的安裝間隙選擇設(shè)計(jì)值中最大值為96 μm時(shí)，效果最好。本試驗(yàn)在選定正時(shí)張緊器泄漏量為最大值的基礎(chǔ)上，將發(fā)動(dòng)機(jī)載荷分為部分負(fù)荷（50%）和滿載負(fù)荷（100%）兩種狀態(tài)；將機(jī)油溫度分為低溫（40 ℃）、一般溫度（90 ℃）、高溫（120 ℃）三種狀態(tài)；將正時(shí)鏈條分為新鏈和變形鏈（即0.4%伸長(zhǎng)率的鏈條），其中新正時(shí)鏈條又分為拉緊、一般和松張緊三種狀態(tài)。將任意一種狀態(tài)都與其他項(xiàng)相結(jié)合來(lái)進(jìn)行動(dòng)態(tài)試驗(yàn)。

2 試驗(yàn)結(jié)果分析

選定液壓式正時(shí)張緊器的泄露間隙最大值為96 μm，在正時(shí)張緊器的配置為最差的情況下，即使用已變形（變形率為0.4%）的正時(shí)鏈條，發(fā)動(dòng)機(jī)負(fù)荷為100%，將機(jī)油溫度分別調(diào)整為低溫狀態(tài)（40 ℃）、中溫狀態(tài)（90 ℃）、高溫狀態(tài)（120 ℃），對(duì)正時(shí)系統(tǒng)進(jìn)行動(dòng)態(tài)分析。試驗(yàn)結(jié)果如圖2—圖8所示，圖形說(shuō)明如表3所示。

表3 圖2～圖8的圖形說(shuō)明

表2 動(dòng)態(tài)試驗(yàn)

圖2中不同轉(zhuǎn)速下正時(shí)張緊器高壓油腔的油壓最大值。從圖中可以看出，在曲軸轉(zhuǎn)速為5 000 rpm以下時(shí)，機(jī)油溫度值為40 ℃時(shí)比著90 ℃和120 ℃時(shí)的正時(shí)張緊器高壓油腔的油壓值均偏大，機(jī)油溫度值為120 ℃時(shí)的正時(shí)張緊器高壓油腔的油壓值均偏小，隨曲軸轉(zhuǎn)速的提高，正時(shí)張緊器高壓油腔的油壓值逐漸緩慢提高；在曲軸轉(zhuǎn)速為5 000 rpm以上7 000 rpm以下時(shí)，三種不同機(jī)油溫度下，張緊器高壓腔油壓值變化不大，隨著曲軸轉(zhuǎn)速的提高，正時(shí)張緊器高壓油腔的油壓值逐漸提高，提升幅度比5 000 rpm轉(zhuǎn)速以下時(shí)的幅度大，但壓力值均在經(jīng)驗(yàn)合格值60 bar以內(nèi)。

圖2 張緊器高壓腔油壓

圖3為正時(shí)張緊器低壓油腔油壓的最大值和最小值曲線。從圖中可以看出，在5 000 rpm以下曲軸轉(zhuǎn)速時(shí)，不同機(jī)油溫度下正時(shí)張緊器低壓油腔的油壓值差別不大，最大值在10 bar以下，最小值在0 bar左右。隨曲軸轉(zhuǎn)速的提高，低壓油腔的油壓值基本無(wú)變化。在5 000 rpm以上7 000 rpm以下的曲軸轉(zhuǎn)速時(shí)，張緊器低壓腔油壓值在三種機(jī)油溫度下較5 000 rpm以下時(shí)有所增加，增幅不大，最大值在12 bar以下，張緊器低壓腔油壓值無(wú)明顯的變化規(guī)律。

圖3 張緊器低壓腔油壓

圖4為正時(shí)張緊器與導(dǎo)軌接觸壓力最大值曲線。從圖中曲線可以看出，在曲軸轉(zhuǎn)速5 000 rpm以下時(shí)，三種機(jī)油溫度下的張緊器與導(dǎo)軌接觸壓力值隨曲軸轉(zhuǎn)速升高沒(méi)有明顯增加。機(jī)油溫度為40 ℃時(shí)接觸壓力的值均為最高，但都處于600 N以下，機(jī)油溫度為120 ℃時(shí)接觸壓力的值均為最低，機(jī)油溫度的變化對(duì)接觸壓力的影響不大；在曲軸轉(zhuǎn)速為5 000 rpm以上7 000 rpm以下時(shí)，三種機(jī)油溫度下的張緊器與導(dǎo)軌接觸壓力值隨曲軸轉(zhuǎn)速升高均有明顯增加，機(jī)油溫度的變化對(duì)接觸壓力基本無(wú)影響。在三種不同機(jī)油溫度下，正時(shí)張緊器對(duì)正時(shí)鏈條動(dòng)導(dǎo)軌的接觸壓力值均小于1 000 N，符合正時(shí)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)要求。

圖4 張緊器與導(dǎo)軌接觸壓力

圖5表示了正時(shí)張緊器柱塞位移在不同轉(zhuǎn)速下的最大值和最小值。從圖中可以看出，張緊器柱塞位移峰值隨曲軸轉(zhuǎn)速的提高而下降；機(jī)油溫度越高，張緊器柱塞位移峰值越大，但機(jī)油溫度對(duì)位移峰值的影響總體上不大；在各曲軸轉(zhuǎn)速下，張緊器柱塞位移值在0～5 mm之間，這個(gè)值處于可接受范圍內(nèi)。

圖5 張緊器柱塞位移

圖6顯示了不同轉(zhuǎn)速下進(jìn)氣凸輪軸相對(duì)曲軸最大角位移值。從曲線圖可以看出，機(jī)油溫度變化對(duì)進(jìn)氣凸輪軸相對(duì)曲軸角位移基本無(wú)影響；進(jìn)氣凸輪軸相對(duì)曲軸角位移隨著曲軸轉(zhuǎn)速的提高也沒(méi)呈現(xiàn)大的變化；進(jìn)氣凸輪軸相對(duì)曲軸角位移值在0.8°至2°之間，且差值在正常可接受范圍內(nèi)。

圖6 進(jìn)氣凸輪軸相對(duì)曲軸角位移

圖7顯示了不同轉(zhuǎn)速下排氣凸輪軸相對(duì)曲軸最大角位移值。從曲線圖可以看出，機(jī)油溫度變化對(duì)排氣凸輪軸相對(duì)曲軸角位移基本無(wú)影響；排氣凸輪軸相對(duì)曲軸角位移隨著曲軸轉(zhuǎn)速的提高也沒(méi)呈現(xiàn)出大的變化；排氣凸輪軸相對(duì)曲軸的角位移值在曲軸轉(zhuǎn)速偏高時(shí)的最大值為2.2°左右，小于2.5°，差值在正?？山邮芊秶鷥?nèi)。

圖7 排氣凸輪軸相對(duì)曲軸角位移

圖8顯示了不同轉(zhuǎn)速下進(jìn)排氣凸輪軸最大相對(duì)角位移值。從圖8的曲線中可以看出，機(jī)油溫度為90 ℃時(shí)，進(jìn)排氣凸輪軸相對(duì)角位移的值是最小的；進(jìn)排氣凸輪軸相對(duì)角位移隨著曲軸轉(zhuǎn)速的提高沒(méi)呈現(xiàn)大的變化；進(jìn)排氣凸輪軸相對(duì)角位移的最大值是0.6°左右，這個(gè)值偏小，在合格范圍內(nèi)。

圖8 進(jìn)排氣凸輪軸相對(duì)角位移

3 結(jié)論

本文驗(yàn)證了在選取液壓式正時(shí)張緊器的泄漏間隙值定為96 μm時(shí)，通過(guò)改變機(jī)油溫度、正時(shí)鏈條長(zhǎng)度、負(fù)載狀況來(lái)驗(yàn)證某3缸發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行時(shí)正時(shí)系統(tǒng)的整體運(yùn)動(dòng)狀況。

選用最優(yōu)的液壓式正時(shí)張緊器，在最惡劣條件下即采用變形量為0.4%的正時(shí)鏈條，在發(fā)動(dòng)機(jī)滿負(fù)荷狀態(tài)下，進(jìn)行了三種機(jī)油溫度的試驗(yàn)。結(jié)果顯示，張緊器高壓腔油壓最大值低于60 bar；張緊器低壓腔油壓最大值低于12 bar；正時(shí)張緊器與導(dǎo)軌接觸壓力值均低于1 000 N；正時(shí)張緊器的柱塞移位距離在5mm以內(nèi)；在高速下凸輪軸的角位移與曲軸的角度最大相差2.5°；進(jìn)排氣凸輪軸相對(duì)角位移的最大值是0.6°左右。這些測(cè)量值均在設(shè)計(jì)合理范圍之內(nèi)。該動(dòng)態(tài)試驗(yàn)結(jié)果表明：此3缸發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)的正時(shí)系統(tǒng)合格，選用的零部件及其參數(shù)也都符合要求。