張緊輪結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計

摘 要：針對某轎車發(fā)動機(jī)系統(tǒng)的開發(fā)需求，在發(fā)動機(jī)輪系計算機(jī)輔助模擬設(shè)計的基礎(chǔ)上，確定發(fā)動機(jī)皮帶系統(tǒng)中張緊輪和惰輪的綜合受力等明確要求，建立張緊輪力學(xué)分析模型，根據(jù)力學(xué)表達(dá)式調(diào)整相應(yīng)結(jié)構(gòu)參數(shù)，達(dá)到提高產(chǎn)品可靠性，延長使用壽命的目標(biāo)。

關(guān)鍵詞：張緊輪;皮帶系統(tǒng);結(jié)構(gòu)優(yōu)化

0 引言

汽車發(fā)動機(jī)廣泛使用帶傳動驅(qū)動發(fā)電機(jī)、空調(diào)壓縮機(jī)、風(fēng)扇等發(fā)動機(jī)附件，連需要和曲軸保持嚴(yán)格相位關(guān)系的凸輪軸也采用皮帶傳動。皮帶傳動具有傳動比大、使用壽命長、傳動平穩(wěn)及成本低等優(yōu)點(diǎn)，因此，國內(nèi)外汽車發(fā)動機(jī)較多采用皮帶系統(tǒng)傳遞發(fā)動機(jī)動力，而皮帶系統(tǒng)中張緊輪、惰輪屬于轎車發(fā)動機(jī)配套的相關(guān)產(chǎn)品，是發(fā)動機(jī)重要的精密零部件，張緊輪、惰輪的可靠性和使用壽命直接影響著汽車行駛的安全性和可靠性。

1 皮帶輪系設(shè)計一般原則

汽車皮帶系統(tǒng)傳遞系統(tǒng)動力，目前發(fā)動機(jī)附件系統(tǒng)中使用最多的是PK型多楔帶，發(fā)動機(jī)正時系統(tǒng)中大部分使用同步齒形帶。故在帶傳動系統(tǒng)中通?？紤]的一般原則有：

（1）皮帶張緊力一般不小于300 N。

（2）皮帶振動小于皮帶跨度的5%。

（3）各附件輪的包角一般不小于推薦使用包角（表1）。

（4）帶輪中心距和帶輪跨度一般符合以下約束要求：

0.7（de1+de2）

式中：de1為帶輪1的有效直徑;de2為帶輪2的有效直徑;a0為帶輪中心距。

2 某輪系設(shè)計與計算

某汽車發(fā)動機(jī)附件系統(tǒng)輪系布置設(shè)計，根據(jù)客戶提供的發(fā)動機(jī)數(shù)模數(shù)據(jù)（圖1），整體考慮計算評估輪系中各個附件輪的要求和相對位置關(guān)系，確定輪系平面布局圖。同時，結(jié)合確定的輪系布局圖和各個附件輪傳遞的功率要求等數(shù)據(jù)，使用計算機(jī)輔助SIMDRIVE軟件，模擬整改皮帶系統(tǒng)的動態(tài)仿真數(shù)據(jù)，如皮帶振動、系統(tǒng)打滑、功率損失、皮帶力和各個附件輪的綜合受力等信息。輪系系統(tǒng)計算匹配后，得出輪系位置布局信息（表2），輪系包角數(shù)據(jù)信息（表3），輪系跨度、弧長數(shù)據(jù)信息（表4），各個附件輪的綜合受力情況信息（圖2）。

3 張緊輪力學(xué)分析

3.1? ? 偏心張緊輪結(jié)構(gòu)信息

張緊輪為皮帶系統(tǒng)提供持續(xù)穩(wěn)定的皮帶張力，確保發(fā)動機(jī)系統(tǒng)功率有效傳遞和各附件正常工作。SIMDRIVE系統(tǒng)設(shè)計軟件的計算結(jié)果為張緊輪設(shè)計的輸入條件，如帶輪的受力、張緊臂長、轉(zhuǎn)速等設(shè)計依據(jù)。張緊輪依靠一定臂長或偏心來彌補(bǔ)皮帶運(yùn)行過程中因為抖動或老化引起的伸長。故本文以偏心張緊器的結(jié)構(gòu)為模型，具體分析其受力和結(jié)構(gòu)優(yōu)化。

由某款自動張緊輪的結(jié)構(gòu)示意圖（圖3）可見，此張緊裝置主要由張緊惰輪、扭轉(zhuǎn)彈簧、墊圈、偏心銷、底盤、輪轂、襯套、偏心軸套和球軸承等部分組成。其中，襯套與軸套緊密結(jié)合在一起，與偏心銷之間構(gòu)成摩擦副，襯套與偏心銷端面組成摩擦副;張緊惰輪通過球軸承裝在輪轂上，而扭轉(zhuǎn)彈簧兩端引腳分別固定在偏心軸套和底盤上。

3.2? ? 結(jié)構(gòu)力學(xué)模型分析

簡化張緊輪在主平面上的結(jié)構(gòu)參數(shù)，如圖4所示，圖中A點(diǎn)為扭簧工作臂安裝在偏心輪上的位置，θA為彈簧安裝角（相對于偏心連線）;r1為芯軸半徑;r2為扭簧半徑;e為扭簧和芯軸偏心距。

取偏心輪為研究對象，偏心輪受到4個力的作用，如圖5所示。

假設(shè)皮帶接觸點(diǎn)位于標(biāo)準(zhǔn)位置時偏心連線的垂線上，θ為偏離標(biāo)準(zhǔn)位置的轉(zhuǎn)角，？準(zhǔn)為芯軸的接觸角，建立偏心輪的靜力平衡方程：

N sin（？準(zhǔn)+θ）+fN cos（？準(zhǔn)+θ）-Fs cos（θ+θA）-Ft=0，N cos（？準(zhǔn)+θ）-fN sin（？準(zhǔn)+θ）+Fs sin（θ+θA）=0，F(xiàn)sr2+fNr1-Ftecos θ=0（2）

解得接觸角：

式中：δ為摩擦角，tan δ=f（f為摩擦系數(shù)）;φ=

φ0為無摩擦?xí)r的接觸角（即摩擦系數(shù)f為0時的接觸角）：

銷軸的正壓力：

張緊力：

圖6是根據(jù)設(shè)計圖紙尺寸要求（θA=64°）、取f=0.1，按式（4）和式（5）計算的張緊力、銷軸壓力及接觸位置關(guān)于擺角的曲線。

從計算結(jié)果分析可以看出：軸套的正向壓力比較大，接觸應(yīng)力峰值可能會高達(dá)100 MPa。

3.3? ? 3D剛體靜力分析

偏心輪受的各種力不是作用在同一個平面上，平面受力分析不能全面反映受力狀況。仍以偏心輪為研究對象，建立如圖7所示的坐標(biāo)系O-xyz。在該坐標(biāo)系中，銷孔的軸線和z軸重合，扭簧工作臂起點(diǎn)A位于xOy面;當(dāng)張緊輪處于標(biāo)準(zhǔn)位置時，皮帶輪中心軸在zOx平面上。假設(shè)皮帶的作用力Ft位于帶輪中點(diǎn)D，F(xiàn)t始終在yOz平面內(nèi)，指向-y方向。銷軸和銷孔兩端邊緣兩點(diǎn)C1、C2接觸，正壓力分別為N1和N2，摩擦系數(shù)為f。C1、C2相位由？準(zhǔn)1和？準(zhǔn)2表示。

由于靜力平衡得方程組：

式中：φ1=？準(zhǔn)1±δ，φ2=？準(zhǔn)2±δ，δ=arctan f（加載時取正號，卸載時取負(fù)號）。

取N1、N2、？準(zhǔn)1、？準(zhǔn)2和Ft為未知數(shù)，這是一個五元非線性方程組。

在工作位置（θ=0），取摩擦系數(shù)f=0.1，zC1=19.4 mm，zC2=-6.85 mm，zD=12.8 mm，求解式（7）方程組，得：？準(zhǔn)1=98.11°，銷孔上下端的壓力比N1/N2=2.47，表明樣品張緊輪的銷孔和銷軸的載荷存在比較嚴(yán)重的偏載。

4 張緊輪結(jié)構(gòu)優(yōu)化

受力穩(wěn)定可靠性、剛度和阻尼比是張緊輪三項重要的力學(xué)性能指標(biāo)。根據(jù)張緊輪結(jié)構(gòu)受力分析結(jié)果，可以調(diào)整相關(guān)張緊輪設(shè)計參數(shù)，達(dá)到優(yōu)化張緊輪結(jié)構(gòu)的目的。本節(jié)討論如何通過張緊輪的參數(shù)設(shè)計使其滿足力學(xué)性能指標(biāo)。

4.1? ? 降低銷軸上載荷的大小

在圖5中，銷軸的反力是彈簧力和張緊力的合力。合理布置彈簧的作用點(diǎn)A可以降低銷軸的載荷。在現(xiàn)有的設(shè)計θA=64°中，在張緊輪的工作擺角內(nèi)，銷軸反力和彈力之比、銷軸反力和張緊力之比分別達(dá)到=1.02。

當(dāng)θA=142°時，達(dá)到最小，最小值為8.57;當(dāng)θA=180°時，達(dá)到最大，最大值為1.18。所以，如果θA取在142°～180°，可以降低20%的載荷。

4.2? ? 提高銷軸上載荷分布的均勻性

調(diào)整軸套的長度和軸向位置，可以使載荷均勻分布，有效減小接觸應(yīng)力，延長使用壽命。對現(xiàn)有產(chǎn)品進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計，預(yù)期可以降低最大接觸應(yīng)力一半以上。

5 結(jié)語

本文通過梳理歸納發(fā)動機(jī)皮帶系統(tǒng)設(shè)計開發(fā)的一般設(shè)計原則，利用SIMDRIVE輪系模擬設(shè)計軟件，對某款發(fā)動機(jī)系統(tǒng)進(jìn)行匹配計算，確定張緊輪和惰輪在系統(tǒng)中的綜合受力情況。簡化建立張緊輪的受力力學(xué)模型，提出一個張緊輪結(jié)構(gòu)優(yōu)化的方法思路，對類似張緊輪的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計具有一定指導(dǎo)意義，通過優(yōu)化設(shè)計可進(jìn)一步提高產(chǎn)品的可靠性和穩(wěn)定性，提高產(chǎn)品的市場競爭力。

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收稿日期：2021-04-19

作者簡介：田力（1981—），男，陜西漢中人，高級工程師，研究方向：發(fā)動機(jī)動力系統(tǒng)、汽車軸承。