正时系统设计实例.pdf

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1、2系统设计过程2.1总体布局设计据顾客提供的设计输入,,,考虑到链条的安装轨,考虑到链条的安装轨迹及其在磨损过程中轨迹的变动,,,最终确定正时系统各,最终确定正时系统各零件的安装位置如图1.1图1.1正时系统各零件的安装位置2.2正时链传动的设计选择与校核2.2.1链条选型选择重量轻、体积小的节距为6.35mm静音链。其啮合机理采用内-外复合形式(与普通外啮合静音链相比,磨损伸长率减小、多变形效应降低,系统传动噪音低)。2.2.2链轮设计由客户三维图可知,凸轮轴间距为98mm,考虑到两凸轮轴上链轮齿顶圆要留一定间距,齿形链轮采用大负变位齿轮,链轮齿顶圆略小于分度圆,初定链轮分度圆直径为

2、'=98-5=93mm,可以算得,凸轮轴链轮齿数链轮分度圆直径为d=98-5=93mm,可以算得,凸轮轴链轮齿数2'dipz=2=46.01max6.35(取链轮齿数为Z2=46),四冲程发动机正时系统的传动比均为2:1,曲轴链轮齿数为Z1=23齿。可以求得:pzi2d==92.982p凸轮轴链轮分度圆直径两凸轮轴间的距离98mm,可以算得,两凸轮轴上链轮齿顶圆间隙约为:98-92.98=5.02mm,不会发生干涉。曲轴链轮分度圆直径pzid=1=46.491p2.2正时链传动的设计选择与校核2.2.3受力分析正时链条在工作时紧边张力(F)主要由以下力组成:(1)、有效圆周力(F1)(

3、2)、离心力(F2)(3)、松边张力(F3)2.2.2.1额定功率时的受力分析根据经验,正时系统传动所需功率为发动机功率(80KW)的1/10,约P=10kw,可以算得,正时系统有效圆周力为:60P6F=´10=685()N1pnd1其中:P为功率,单位:kwn为曲轴额定功率下转速6000RPM,单位rpmd1=46.49为曲轴链轮分度圆直径,单位mm根据经验:在6000RPM高转速时链条离心力约为F2=0.2F1=137N,松边张力约为:F3=0.1F1=68.5N。可以算得紧边张力:F=F1+F2+F3=890.5N2.2.2.2最大扭矩时的受力分析发动机最大扭矩:Tm=140Nm

4、正时系统最大扭矩约为:T=14Nm可以算得,正时系统有效圆周力为:2iT3F=´10=602()N1td1最大扭矩下对应转速约为4000RPM,此时链条离心力约为0.08F1t:松边张力约为0.1F1t。可以算得紧边张力F=710.36N2.2.3正时链条强度校核由于齿形链的额定功率曲线国内尚没有标准,根据静音齿形链正时系统齿形链的设计原则,一般把安全系数取为[n]≥13。暂定为[n]=13,可以求得:Q=Fni[]890.51311577()=´=Nmin链条极限载荷:选择链条Cl04D-4X5W,该链条极限载荷为[Qmin]=12.4kN实际安全系数:[]N=[Qmin]=13.9

5、2满足要求F2.3机油泵链传动的设计选择与校核2.3.1链条和链轮选型选择和正时系统相同的型号的CL04D-4X5W无声齿形链,主从动轮均采用23齿的渐开线链轮(传动比取决于发动机机油的供油量)2.3.2受力分析正时链条在工作时紧边张力主要由以下力组成:(1)、有效圆周力(F1)(2)、离心力(F2)(3)、松边张力(F3)2.3.2.1额定功率时的受力分析根据经验,正时系统传动所需功率为发动机功率(80KW)的1/15,约P=5.3kw,可以算得,正时系统有效圆周力为:60P6F=´10=365()N1pnd1其中:P为功率,单位:kwn为曲轴额定功率下转速6000RPM,单位rpm

6、d1=46.49为曲轴链轮分度圆直径,单位mm根据经验:在6500RPM高转速时链条离心力约为F2=0.2F1=73N,松边张力约为:F3=0.1F1=36.5N。可以算得紧边张力:F=F1+F2+F3=1.3F1=474.5N2.3.2.2最大扭矩时的受力分析发动机最大扭矩:Tm=140Nm正时系统最大扭矩约为:T=9.3Nm(Tm/15)可以算得,正时系统有效圆周力为:2iT3F=´10=401()N1td1根据客户提供的资料,最大扭矩下对应转速为4000RPM,此时链条离心力约为0.08F1t:松边张力约为:0.1F1t。可以算得紧边张力松边张力Ft=1.18Ft=473N2.3

7、.3强度校核由于齿形链的额定功率曲线国内尚没有标准,根据静音齿形链正时系统齿形链的设计原则,一般把安全系数取为[n]≥13。暂定为[n]=13,可以求得:Q=Fni[]=474.513´=6168.5()Nmin[Qmin]实际安全系数:[]N==26满足要求F2.4链条磨损失效设计与校核2.4.1链条磨损失效磨损是正时链条主要的失效机理。链条伸长到一定值时,主要有三种导致正时系统失效的原因(1)、张紧器的柱塞完全探出,链条松边剧烈抖动,系统噪

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