汽車發(fā)動機(jī)附件系統(tǒng)用多楔帶傳動平穩(wěn)性仿真分析

汽車發(fā)動機(jī)附件系統(tǒng)用多楔帶傳動平穩(wěn)性仿真分析

李占國1,2,劉啟龍1,史堯臣1,2,羅洪威3

(1.長春理工大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院，長春130022；2.長春大學(xué)機(jī)械與車輛工程學(xué)院，長春130022

3.遼陽凱利特橡膠有限公司,遼寧遼陽111000)

摘要：結(jié)合某發(fā)動機(jī)附件傳動系統(tǒng)的輪系布置方式，基于多體動力學(xué)RecurDyn軟件，建立了發(fā)動機(jī)前端附件傳動系統(tǒng)的4PK多楔帶傳動動力學(xué)仿真模型。在帶的張緊力及帶長不變的條件下，系統(tǒng)研究了曲軸帶輪的包角的變化對多楔帶傳動平穩(wěn)性的影響規(guī)律，為合理布置多楔帶傳動輪系，降低多楔帶傳動過程中的振動振幅提供了一種可行的數(shù)字化仿真分析方法。

關(guān)鍵詞：多楔帶；振幅；頻率

收稿日期:2014-10-20

基金項目:吉林省“十二五”科學(xué)技術(shù)研究重點項目(2014280)

作者簡介:李占國(1961-),男,山東汶上人,教授,博士,博士生導(dǎo)師,主要從事帶傳動性能、激光加工方面研究。

中圖分類號：TH132.3+1文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A

0引言

圖1　某發(fā)動機(jī)附件輪系

某發(fā)動機(jī)附件如圖1所示，主要由曲軸、空調(diào)、水泵、發(fā)電機(jī)、張緊器組成。隨著汽車向高轉(zhuǎn)速、輕型化、節(jié)能、全天候行駛及安全舒適等方向發(fā)展，對發(fā)動機(jī)附件輪系多楔帶傳動系統(tǒng)的傳動性能研究將是今后研究的重點[1]。多楔帶具有成本低、傳動比大(可達(dá)40：1)、使用壽命長、傳動平穩(wěn)及傳動效率高等優(yōu)點[2]，并且多楔帶較薄，彎曲剛度小，故允許帶輪最小直徑僅為普通V帶帶輪的1/3～1/5，帶背也可參與傳動，所以在有限的空間內(nèi)增加了可驅(qū)動附件的數(shù)量，因此汽車發(fā)動機(jī)前端輪系主要是采用多楔帶進(jìn)行傳動。發(fā)動機(jī)前端附件傳動系統(tǒng)的主要的振動形式主要有多楔帶的橫向振動、輪系的旋轉(zhuǎn)振動和張緊臂的旋轉(zhuǎn)振動。其中多楔帶橫向振動對多楔帶的傳動性能影響最大，會降低多楔帶傳動系統(tǒng)的傳動效率，引起帶的滑移，加速帶的磨損，增加傳動噪聲，降低帶的使用壽命，所以本文主要分析多楔帶的橫向振動。

1多楔帶傳動系統(tǒng)振動分析建模

圖2　多楔帶傳動系統(tǒng)

結(jié)合某發(fā)動機(jī)附件輪系，以曲軸帶輪旋轉(zhuǎn)中心為坐標(biāo)原點，建立如圖2所示的多楔帶傳動系統(tǒng)的梁振動模型，包括曲軸帶輪1、空調(diào)帶輪2、水泵帶輪3、電機(jī)帶輪4、張緊輪5，各輪之間的帶段長度從曲軸帶輪和空調(diào)帶輪之間開始依次命名為l1、l2、l3、l4、l5，ri為帶輪i的半徑，(Xi，Yi)為帶輪i的旋轉(zhuǎn)中心坐標(biāo)，wi為i帶段的橫向位移。利用Hamilton變分原理進(jìn)行無量綱化后得到多楔帶傳動系統(tǒng)在穩(wěn)定狀態(tài)下各帶段的橫向振動方程為[3]：

(1)

式中下角標(biāo)x為對變量x的偏微分，0

由Euler-Eytelwein方程得到帶輪兩側(cè)緊邊和松邊帶段的張力關(guān)系為

(2)

(3)

式(2)，式(3)中：Tj為緊邊帶段張力；Ts為松邊帶段張力；μ為輪-帶間的摩擦系數(shù)；β為帶輪的包角;M為主動輪轉(zhuǎn)矩。由公式(1)(2)(3)聯(lián)立，可以得到帶輪包角與相鄰帶段橫向振動的關(guān)系方程。

2仿真模型建立

某發(fā)動機(jī)附件多楔帶傳動系統(tǒng)的主要參數(shù)如表1所示。

表1　附件輪系參數(shù)

圖3　發(fā)動機(jī)附件輪系仿真模型

以曲軸帶輪圓心為坐標(biāo)原點O，水平向右為X軸，豎直向上為Y軸，建立坐標(biāo)系。各輪圓心的位置坐標(biāo)如表1中所示，通過多體動力學(xué)RecurDyn軟件中的belt模塊對多楔帶傳動輪系進(jìn)行建模，模型中帶的楔距為3.56mm，楔角為40°，楔數(shù)為4楔，楔頂弧半徑為0.5mm，楔底弧半徑為0.25mm；輪的楔距為3.56mm，楔角為40°，楔數(shù)為4楔，楔頂弧半徑為0.25mm，楔底弧半徑為0.5mm。為了便于分析，假設(shè)張緊輪為固定式張緊輪。仿真模型如圖3所示。對于兩輪之間的帶段從曲軸帶輪和空調(diào)帶輪之間開始，帶與輪的嚙合點逆時針分別命名為A、B···J。

3發(fā)動機(jī)前端輪系仿真結(jié)果分析

圖4　多楔帶運動軌跡

對仿真模型各帶輪施加轉(zhuǎn)動副，并對曲軸帶輪施加轉(zhuǎn)速1631r/min，設(shè)置張緊力為250N，對各個附件輪施加表1中的扭矩值，設(shè)置仿真時長0.8s，步數(shù)1000步，進(jìn)行仿真。由仿真結(jié)果可以得到發(fā)動機(jī)附件輪系中多楔帶的運動軌跡，如圖4所示?？梢钥闯鯝B帶段相比于其它帶段的振動大，并且在工程上主要測量系統(tǒng)中最緊邊帶段和最長邊帶段中點的橫向振動位移，由圖3可知AB帶段為最緊邊和最長邊帶段，所以本文主要研究AB帶段中點的橫向振動。AB帶段中點的振動曲線和幅頻響應(yīng)曲線如圖5所示，最大振幅為0.07mm，振動頻率為48.4Hz。

圖5　AB帶段中點的橫向振動曲線和幅頻響應(yīng)曲線

圖6　曲軸帶輪包角示意圖

為了研究曲軸帶輪的包角的變化對多楔帶傳動平穩(wěn)性的影響規(guī)律，在原發(fā)動機(jī)附件傳動系統(tǒng)的基礎(chǔ)上，多楔帶的長度和張緊力不變，通過調(diào)整張緊輪的旋轉(zhuǎn)中心坐標(biāo)，來改變曲軸帶輪的包角，對AB帶段中點的橫向振動的影響規(guī)律。定義曲軸帶輪包角為β，則原發(fā)動機(jī)曲軸帶輪的包角β=165°，由于當(dāng)β小于155°或大于175°時附件傳動系統(tǒng)的多楔帶將發(fā)生干涉，調(diào)整張緊輪的旋轉(zhuǎn)中心坐標(biāo)分別為(77,88)、(85,93)、(101,103)、(108,108)，得到曲軸帶輪包角分別為155°、160°、170°、175°，其他參數(shù)均不改變，分別建立四組仿真模型，如圖6所示。對這四組仿真模型分別進(jìn)行仿真，仿真結(jié)果如圖7。五組AB帶段中點的橫向振動最大振幅和振動頻率數(shù)值如表2。當(dāng)包角β=155°時，最大振幅為0.078mm，振動頻率為19.7Hz；當(dāng)包角β=160°時，最大振幅為0.059mm，振動頻率為19.7Hz；當(dāng)包角β=165°時，最大振幅為0.07mm，振動頻率為48.4Hz；當(dāng)包角β=170°時，最大振幅為0.149mm，振動頻率為29.5Hz；當(dāng)包角β=175°時，最大振幅為0.411mm，振動頻率為113Hz。由文獻(xiàn)[4]可知當(dāng)曲軸轉(zhuǎn)速為1631r/min時發(fā)動機(jī)附件多楔帶傳動系統(tǒng)的自由振動的一階固有頻率為27.2Hz，二階固有頻率為54.4Hz，三階固有頻率為108.7Hz，當(dāng)曲軸帶輪包角為170°和175°時，AB帶段中點的振動頻率與系統(tǒng)的固有頻率很接近，所以振幅較大且振動不穩(wěn)定，所以曲軸帶輪的包角不能取這兩個角度。當(dāng)曲軸帶輪包角為160°時，相比于包角為155°和165°時，AB帶段中點的橫向振動振幅和振動頻率最小，且避開了系統(tǒng)的固有頻率，所以原發(fā)動機(jī)把曲軸帶輪包角調(diào)整為160°，多楔帶傳動系統(tǒng)平穩(wěn)更好。

圖7　其他位置AB帶段中點振動曲線和幅頻響應(yīng)曲線

155°160°165°170°175°振幅/mm0.0780.0590.070.1490.411頻率/Hz19.719.748.429.5113

4結(jié)語

結(jié)合某發(fā)動機(jī)附件輪系，建立多楔帶傳動系統(tǒng)的梁振動模型，得出當(dāng)帶長和張力不變時，曲軸帶輪的包角對相鄰帶段的傳動平穩(wěn)性有影響?；诙囿w動力學(xué)RecurDyn軟件，建立發(fā)動機(jī)附件傳動系統(tǒng)多楔帶傳動仿真模型，得到曲軸帶輪的包角的變化對相鄰帶段多楔帶傳動平穩(wěn)性的影響規(guī)律，若把原發(fā)動機(jī)曲軸帶輪包角調(diào)整為160°可以有效地降低AB帶段中點的最大振幅和頻率。本文為合理布置多楔帶傳動輪系，降低多楔帶傳動過程中的振動振幅提供了一種可行的數(shù)字化仿真分析方法。

參考文獻(xiàn):

[1]楊巍，彭偉偉.發(fā)動機(jī)前端輪系設(shè)計[J].科技創(chuàng)新導(dǎo)報，2011(32)：119-120.

[2]王彬.CA488型發(fā)動機(jī)多楔帶輪系的開發(fā)[J].汽車技術(shù)，1996(5)：17-19.

[3]Zhang L ,Zu J W. Modal analysis of serpentine belt drive systems [J]. Journal of Sound and Vibration, 1999,222(2)：259-279.

[4]ZhangLixin, Zu Iean W, Hou Zhichao. Complex modal analysis of non-self-adjoint hybrid serpentine belt drive systems of the ASME[J]. Journal of vibration and acoustics,2001,123(2):150-156.

責(zé)任編輯：吳旭云

Simulation Analysis on Ribbed V-Belt Driving Stability in Automobile Engine Accessory System

LI Zhanguo1,2, LIU Qilong1, SHI Raochen1,2, LUO Hongwei3

(1.School of Mechatronical Engineering, Changchun University of Science and Technology, Changchun 130022, China;

2. College of Machinery and Vehicle Engineering, Changchun University, Changchun 130022, China;

3. Liaoyang Kellet Rubber Co., Ltd, Liaoyang 111000, China)

Abstract：Combining with the gear train layout of a certain engine accessory driving system, based on multi-body dynamics software RecurDyn, this paper establishes a 4PK ribbed V-belt driving dynamics simulation model of the front end accessory driving system of the engine. In the condition of the fixed tension force and length of the belt, it systematically studies the influencing rule of the changes of the wrap angle of the crankshaft pulleys on ribbed V-belt driving stability, which provides a feasible digital simulation analysis method for the rational arrangement of V-ribbed belt driving train and the reduction of vibration amplitude in the process of ribbed V-belt driving.

Keywords：ribbed V-belt; amplitude; frequency