正時系統(tǒng)動力學分析

（海馬轎車有限公司，鄭州 450016）

摘 要：本文利用GT-SUITE軟件，對發(fā)動機正時系統(tǒng)建立了動力學分析模型，通過計算驗證設(shè)計的可行性。仿真分析了鏈條張緊力，鏈條與傳動部件的接觸力以及張緊器運動，動態(tài)特性分析結(jié)果滿足設(shè)計要求，設(shè)計方案可行。

關(guān)鍵詞：正時系統(tǒng);多體動力學;鏈條張緊力;接觸力

0 概述

鏈傳動具有可靠性高、耐磨性高、尺寸緊湊等特點，被廣泛的應(yīng)用于汽車發(fā)動機上[1]。在發(fā)動機設(shè)計初始階段，利用CAE分析使開發(fā)目標更加明確，縮短開發(fā)時間及費用。本文利用GT-SUITE軟件，對某款發(fā)動機正時系統(tǒng)進行動力學分析，GT軟件的VTRAIN模塊，對于正時系統(tǒng)動力學分析，可計算的系統(tǒng)包括輪系、軸系、鏈條等，可模擬各種正時傳動系統(tǒng)，根據(jù)計算結(jié)果對鏈傳動的設(shè)計工作提供一定的幫助。

1 多體動力學方程

正時鏈系統(tǒng)的動力學特性采用多體動力學的方法來表述，方程如下：

" （1）

其中，為質(zhì)量矩陣，是位移，包括阻尼、彈性和外部載荷，N是總自由度[2]。

計算中，輸入鏈條與鏈輪等零部件的質(zhì)量和慣量。

在模型中，用2D模型來模擬鏈條平面運動，鏈條的兩個鏈節(jié)之間的連接通過線性彈簧阻尼單元模擬，如圖1所示，P1和P2分別為兩個鏈節(jié)的轉(zhuǎn)動中心，鏈節(jié)之間通過彈簧和阻尼傳遞的力Flink為：

" " （2）

其中，Klink和Clink分別為鏈節(jié)的剛度和阻尼系數(shù)，為相鄰鏈節(jié)旋轉(zhuǎn)中心的相對位移， 是對時間的導數(shù)[3]。

2 仿真模型建立

正時鏈傳動系統(tǒng)包括曲軸鏈輪，正時鏈，導軌、張緊器、張緊器臂和凸輪軸鏈，其整體布置如圖2所示。計算時設(shè)定曲軸正時鏈輪圓心為全局坐標圓心。

鏈輪所需輸入的幾何參數(shù)如圖2所示，其中包括節(jié)圓半徑，齒頂圓半徑等。對于不同轉(zhuǎn)速下，進排氣凸輪所需的力矩大小會有差異，在此輸入的數(shù)據(jù)是配氣機構(gòu)動力學計算出的仿真結(jié)果。此外，還需輸入張緊器參數(shù)，彈簧剛度、油壓等，在此沒有考慮不同轉(zhuǎn)速下，潤滑系統(tǒng)的油壓變化。

根據(jù)正時機構(gòu)的整體設(shè)計，建立模型如圖3。

3 計算結(jié)果分析

在模型計算過程中，轉(zhuǎn)速從1000rpm到7000rpm，間隔1000rpm。從圖4看出，正時鏈的最大張力為5000rpm時1123N，根據(jù)設(shè)計要求，正時鏈最大張緊力應(yīng)小于1800N，所以有足夠的余量。圖5為5000rpm鏈條張緊力曲線圖。

正時鏈與鏈輪、導板的最大作用力具體數(shù)值見表1?？梢钥闯觯湕l與其他零件的作用力在正常范圍內(nèi)。

圖6反映了張緊器接觸點處的位移，最大位移為3.82mm。對于不限位的張緊器，減小張緊器的位移波動時有益的，以避免與鏈條傳動耦合振動，需要選擇合適的張緊預緊力和張緊彈簧剛度[5]。從圖6和圖7可以看出，接觸點位移波動很小，對應(yīng)的張緊器臂的角位移波動也很小。圖8為張緊器與導軌的接觸力，從圖中看出，2000rpm和60000rpm時接觸力較大，達到490N左右，在允許范圍內(nèi)。

4 結(jié)論

通過GT軟件對正時系統(tǒng)進行了仿真分析，得到正時鏈、傳動件以及張緊器的運動規(guī)律，為正時系統(tǒng)的設(shè)計及強度校核提供了相關(guān)依據(jù)。

多體動力學計算結(jié)果表明，正時鏈條的張緊力，正時鏈與傳動件之間的接觸力以及張緊器的運動規(guī)律均滿足設(shè)計要求，驗證了正時系統(tǒng)的初步設(shè)計方案的可行性。

參考文獻：

[1]程亞兵，王洋，李磊等.汽車V型發(fā)動機用正時鏈傳動系統(tǒng)的設(shè)計[M].吉林大學學報（工學版），2015（01）：139-144.

[3]李一民，郝志勇，張志明等.汽油機正時鏈傳動動力學仿真研究[J].內(nèi)燃機工程，2013，02（34）.

[3]GT-SUITE幫助文檔.

[4]張志香，蘇鐵雄，鄭國璋，469Q汽油機正時傳動系統(tǒng)的設(shè)計研究[J].機械傳動，2011，25（03）：37-59.

作者簡介：周華（1982-），女，碩士，研究方向：發(fā)動機正時機構(gòu)及結(jié)構(gòu)強度。