王天成

摘 要：對于前置前驅車型，正時鏈輪殼上往往會設計有固定在整車的懸置支架結構。因此正時鏈輪殼性能對于發(fā)動機而言至關重要。文章從多個角度出發(fā)，通過實際算例概括闡述了正時鏈輪殼設計過程中所需完成的校核內容，并給出評價值及結論，確保零件設計的安全性、合理性。

關鍵詞：正時鏈輪殼;設計校核;評價值及結論

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)動機正時鏈輪殼安裝在發(fā)動機缸體缸蓋前端，通過螺栓與缸體缸蓋共緊，起密封正時機構、保護正時零件的作用。同時對于前置前驅發(fā)動機，整車與發(fā)動機連接的懸置支架位于發(fā)動機前側，因此正時鏈輪殼上往往還會設計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構剛度的要求，同時兼顧零件制作工藝成本和周期，正時鏈輪殼一般會采用鋁合金材料，并采用金屬模壓力鑄造的方式減少內部氣孔、裂紋等缺陷，降低內部殘余應力提高零件硬度。

因此為保證正時鏈輪殼能適應各種復雜工況，除制作工藝保證零件狀態(tài)，設計結構校核尤為重要。有時甚至考慮到制作超差性能失效的情況，還要增大設計安全系數，提高車輛被動安全性。在零件處于開發(fā)階段，需要通過CAE手段對正時鏈輪殼進行仿真校核計算。文章運用ABAQUS軟件，舉例說明所需要進行的校核過程。

1 模型前處理工作

作為連接發(fā)動機和整車的零件，其主要的載荷來自于整車懸置支架，正時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。為了計算結果盡量準確，且兼顧計算機計算能力范圍，計算模型中需導入發(fā)動機缸體缸蓋、油底殼、缸蓋墊等零件數模并對部分模型提取簡化，以此來模擬發(fā)動機整體剛度對正時鏈輪殼的影響。模型提取后的正時鏈輪殼裝配模塊如圖4所示。需要注意的是，模型簡化時缸體缸蓋按長度方向取前端1/4長度的結構（一個氣缸）即可，太大對結果本身沒有多大影響，只會徒增運算處理時間。之后將整車懸置支架數模安裝在發(fā)動機正時鏈輪殼上。

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

之后對模型賦予材料屬性。材料屬性需根據具體發(fā)動機缸體缸蓋、油底殼等零部件材料進行屬性定義，設定時按材料是各向同性均勻材料設置。本例中各零件的屬性參數如表1所示。

2 正時鏈輪殼設計校核

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

2.1 正時鏈輪殼強度校核

正時鏈輪殼強度校核主要是看在各種螺栓預緊力及整車懸置施加力等載荷情況下，正時鏈輪殼整體應力分布情況。這是從宏觀角度評價零件設計是否圓順、棱角端面等過渡是否平緩、整體連接是否強勁的校核指標，因此也往往是校核中的第一項。如果此項有應力超過許用應力的情況，則需立即進行優(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緊力兩種，根據整車懸置支架結構和螺栓規(guī)格的不同，載荷數值也不盡相同。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，懸置支架載荷應考慮整車運動過程中由于振動所形成的重力加速度影響，一般Z向為7g（g為地球重力加速度），X和Y向為4g。本例中所施加的載荷情況，如表2和圖6所示。

計算之后的正時鏈輪殼各載荷下的應力分布云圖如圖7至12所示。根據云圖可以看出，在各載荷下除螺栓孔周圍外，鏈輪殼無明顯應力集中現象，應力分布非常均勻。

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

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生相對滑動。由于正時鏈輪殼需防止內部機油滲漏也需防止外部灰塵進入正時系統，正時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。

由于正時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，將以上結果疊加可得到綜合滑移距離如圖19所示，此時最大滑移距離為0.017mm。對于接觸滑移距離，經試驗測定要求≤0.1mm即可?？梢钥闯?，本例正時鏈輪殼滿足設計要求。

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)動機及整車負荷激勵的情況下，抵抗共振和疲勞破壞的能力。由于正時鏈輪殼是結構性零件，其模態(tài)好壞也直接影響著整車安全性。

正時鏈輪殼模態(tài)分析時，其與缸蓋缸蓋接觸面、與懸置支架安裝面均進行固定約束。劃分網格大小、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，分析時重點關注一階模態(tài)值。以普通直列4缸發(fā)動機最大轉速6000rpm為例，其共振頻率200Hz并乘以一定的安全系數，要求模態(tài)值須大于280Hz。對本例正時鏈輪殼進行模態(tài)分析，其一階模態(tài)值為499.76Hz滿足設計要求，如圖20所示。

2.4 懸置支架強度分析

懸置支架強度分析不同于2.1中的強度分析，它重點關注的是懸置支架這個局部特征的強度情況。根據既往正時鏈輪殼失效案例來看，對于這種凸出的“懸臂梁”結構，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，屬于強度不足的一次性斷裂。

下面就以此斷裂件為例，簡要說明強度分析及后期優(yōu)化措施。此斷裂件原結構如圖22所示，紅圈為斷裂區(qū)域。懸置支架強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。

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

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

對新結構進行應力分析，結果如圖25所示，優(yōu)化后最大應力降為147.4 MPa，小于許用應力的0.8，滿足材料設計要求。后期經優(yōu)化后正時鏈輪殼搭載臺架共振耐久試驗、綜合耐久試驗考核，零件均完好無損，說明此優(yōu)化效果明顯。

3 結論

文章通過舉例說明的方式，詳細闡述了正時鏈輪殼設計過程中所需校核分析的內容及結論。作為發(fā)動機承載受力零件，其結構強度對整車安全性、舒適性至關重要。任何一款正時鏈輪殼在詳細設計后都需要進行文中所述的幾項內容的考量，否則就需要設計優(yōu)化，將問題止步于樣件制作之前。本文所列舉的正時鏈輪殼皆為公司現生產的實際案例，從量產性能來看這些校核內容可有效提升零件質量，減少甚至消除質量問題，對之后正時鏈輪殼的設計具有規(guī)避風險、提質增效的指導性意義。

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