正時系統動力學分析

（海馬轎車有限公司，鄭州 450016）

摘 要：本文利用GT-SUITE軟件，對發動機正時系統建立了動力學分析模型，通過計算驗證設計的可行性。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，動態特性分析結果滿足設計要求，設計方案可行。

關鍵詞：正時系統;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，被廣泛的應用于汽車發動機上[1]。在發動機設計初始階段，利用CAE分析使開發目標更加明確，縮短開發時間及費用。本文利用GT-SUITE軟件，對某款發動機正時系統進行動力學分析，GT軟件的VTRAIN模塊，對于正時系統動力學分析，可計算的系統包括輪系、軸系、鏈條等，可模擬各種正時傳動系統，根據計算結果對鏈傳動的設計工作提供一定的幫助。

1 多體動力學方程

正時鏈系統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分別為兩個鏈節的轉動中心，鏈節之間通過彈簧和阻尼傳遞的力Flink為：

" " （2）

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

2 仿真模型建立

正時鏈傳動系統包括曲軸鏈輪，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如圖2所示，其中包括節圓半徑，齒頂圓半徑等。對于不同轉速下，進排氣凸輪所需的力矩大小會有差異，在此輸入的數據是配氣機構動力學計算出的仿真結果。此外，還需輸入張緊器參數，彈簧剛度、油壓等，在此沒有考慮不同轉速下，潤滑系統的油壓變化。

根據正時機構的整體設計，建立模型如圖3。

3 計算結果分析

在模型計算過程中，轉速從1000rpm到7000rpm，間隔1000rpm。從圖4看出，正時鏈的最大張力為5000rpm時1123N，根據設計要求，正時鏈最大張緊力應小于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。

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。

4 結論

通過GT軟件對正時系統進行了仿真分析，得到正時鏈、傳動件以及張緊器的運動規律，為正時系統的設計及強度校核提供了相關依據。

多體動力學計算結果表明，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律均滿足設計要求，驗證了正時系統的初步設計方案的可行性。

參考文獻：

[1]程亞兵，王洋，李磊等.汽車V型發動機用正時鏈傳動系統的設計[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的設計研究[J].機械傳動，2011，25（03）：37-59.

作者簡介：周華（1982-），女，碩士，研究方向：發動機正時機構及結構強度。