柴油機鏈傳動系統仿真與試驗驗證

李　民，陳燁龍，周陽春，杜慧勇，徐　斌

（1.河南科技大學 車輛與交通工程學院，河南 洛陽 471003；2.廣西玉柴機器股份有限公司，廣西 玉林 537005）

柴油機鏈傳動系統仿真與試驗驗證

李民1，陳燁龍1，周陽春2，杜慧勇1，徐斌1

（1.河南科技大學 車輛與交通工程學院，河南 洛陽 471003；2.廣西玉柴機器股份有限公司，廣西 玉林 537005）

針對某型柴油機正時鏈傳動系統，利用AVL-Excite軟件的Timing Drive模塊建立鏈傳動及全閥系的動力學模型，計算鏈條運動軌跡、鏈條與鏈輪、鏈條與導板的接觸力、鏈條內力及其激勵頻譜特性以及液壓張緊器工作腔壓力的動態特性，并對凸輪軸轉速波動、液壓張緊器工作腔壓力以及曲軸和凸輪的相位波動進行試驗驗證。最后，在半消聲室中利用B&K噪聲測量系統對發動機前端進行聲強探測與聲壓測量。臺架試驗表明，怠速倒拖工況與怠速工況下，前端的聲壓級差異明顯，所設計的正時鏈傳動系統工作正常，滿足設計要求。

振動與波；正時鏈傳動；液壓張緊器；仿真試驗；工作腔壓力；相位波動

配氣機構與正時傳動系統是發動機的重要組成部分，其性能的優劣直接影響發動機性能。鏈傳動是機械傳動的最有效方法之一，具有結構緊湊、傳動效率高、高強度及耐磨的特點，廣泛應用在輕型發動機和部分中型發動機的正時傳動和高壓油泵、機油泵附件傳動［1］。鏈傳動系統如果設計不合適，傳動鏈的多邊形效應加劇，會使鏈節產生較大的橫向跳動，發出令人煩躁的嘯叫或異響［2］，情況嚴重時還會產生跳齒、導軌磨損、傳動失效等現象［3］，直接影響發動機的可靠性。國內外學者在正時鏈系統的設計方法、運動學與動力學分析、可靠性分析以及對發動機振動噪聲的影響方面，進行了大量的研究［4-7］，采用軟件仿真進行鏈傳動設計已經成為主流設計方法。

本文針對某型柴油機正時鏈系統，基于AVLExcite軟件的Timing Drive模塊，建立了包含液壓張緊器的鏈傳動動力學模型，通過軟件仿真對鏈傳動系統的動態特性進行了分析與評價，并通過發動機臺架試驗測量了凸輪軸轉速波動、曲軸與凸輪軸角位移波動及張緊器工作腔壓力等參數，將這些測量結果與仿真結果進行了對比后，提出了一套可靠的試驗與仿真相結合的分析方法。

1　鏈傳動動力學建模

1.1鏈傳動系統結構布置

研究用柴油機為雙凸輪軸頂置形式的2.0 L直列4缸機，額定轉速為4 000 r/min。該機型在原橫置機的正時鏈傳動系統的基礎上，增加一道鏈條驅動高壓油泵。原來的單排曲軸鏈輪，改為雙排曲軸鏈輪，兩道鏈條均使用套筒滾子鏈。進、排氣凸輪軸之間為齒輪傳動。整個鏈傳動系統結構如圖1所示。

圖1　鏈傳動系統

鏈條節距為9.525 mm，曲軸鏈輪齒數為21，凸輪軸鏈輪齒數為42，高壓油泵鏈輪齒數為31，正時鏈條鏈節數為112，高壓油泵鏈條鏈節數為74。

1.2正時鏈傳動系統動力學模型建立

使用AVL-Excite軟件中的Timing Drive模塊，建立了包含液壓張緊器的正時鏈傳動系統以及高壓油泵鏈傳動和全閥系的多體動力學模型。按照鏈條依次進入各個零部件的順序建立模型，分別為曲軸鏈輪、張緊器導軌、凸輪軸鏈輪、固定導軌，如圖2所示。

圖2　正時鏈傳動系統動力學模型

張緊器導軌與液壓張緊器模型連接，凸輪軸鏈輪連接到閥系模型的排氣凸輪軸單元上。液壓張緊器的結構參數，如柱塞的泄露間隙、工作腔容積、泄油孔直徑等均由供應商提供，保證張緊器仿真工作特性與試驗工作特性相一致。

套筒滾子鏈由多個鏈節以自身的鉸鏈副連接起來，整體顯現柔性而局部是單個鏈節故又顯示為剛性［8］。模型將鏈輪與鏈節等剛體的運動參考點設為其質心，定義集中質量與轉動慣量。鏈節接連剛度通過試驗獲得，大小為74 000 N/mm，阻尼取1 N·s/mm；鏈節與鏈輪、導板的接觸剛度、阻尼、摩擦系數均采用AVL-Excite的經驗值，鏈節與鏈輪和導板的接觸剛度分別取10 000 N/mm和5 000 N/mm，阻尼取0.1 N·s/mm，摩擦系數取0.05。

1.3模型邊界條件

為了真實模擬曲軸鏈輪轉速輸入，除了對曲軸鏈輪施加穩態轉速激勵，還要考慮曲軸扭振引起的轉速波動。轉速波動數據通過在Designer模塊中計算曲軸扭振分析得到，凸輪軸鏈輪的負載扭矩通過對配氣機構閥系的計算得到，此外，各轉速下的爆壓曲線均通過臺架試驗得到。

2　正時鏈系統仿真結果與分析

隨著轉速的增加，鏈條與鏈輪嚙合沖擊作用越大，鏈節內力越大，多邊形效應也更加明顯。因此，分析工況主要選擇標定工況（4 000 r/min，100 kw），此外，加速工況均在全負荷條件下計算。

2.1鏈條運動軌跡

通過鏈節運行的軌跡可以從宏觀角度觀察正時鏈傳動過程中，鏈條是否有抖動及橫向振動的現象，圖3是額定轉速下鏈條的運動軌跡，從圖中可以看到各個鏈節運行軌跡基本重合，鏈條無明顯的橫向振動及抖動等現象發生。

圖3　鏈條運動軌跡

2.2鏈節角速度與角加速度

鏈節嚙入及嚙出鏈輪時，鏈節角速度會發生改變，對鏈輪產生一定的嚙合沖擊。圖4是配氣正時鏈單個鏈節在運動軌跡上圍繞自身中心旋轉的角速度與角加速度。由圖看到，鏈節在不同位置時旋轉角速度差異較大。在鏈節嚙入和嚙出曲軸鏈輪、凸輪軸鏈輪時角速度均都產生較大的變化，對鏈輪產生嚙合沖擊，其中在鏈節開始與曲軸鏈輪嚙合時，角加速度值達到最大，但該值仍處在合理的范圍內。

圖4　配氣正時鏈節角速度與角加速度

2.3鏈節內力及接觸力

圖5是鏈節在運動軌跡上內部拉力的變化以及與鏈輪和導板的相互接觸作用力。

圖5　鏈節內力及接觸力

從圖5可以看出，鏈節在嚙入和嚙出鏈輪時，由于鏈條的多邊形效應會產生較大的嚙合沖擊動載荷，尤其在鏈節嚙入曲軸鏈輪時，這是因為曲軸鏈輪的半徑小、齒數少、角速度較大所引起的。進入鏈輪后鏈節內力轉化成鏈節和鏈輪的嚙合力，鏈節內力下降；當鏈節脫離鏈輪進入導軌后，鏈節內力會增加。從圖中還可看出鏈節在進入張緊器導軌和固定導軌時，沒有產生明顯的接觸沖擊，說明導軌的形狀與位置是合理的。該鏈條設計最大允許內力為2 450 N，計算最大值為1 956 N，滿足要求。

2.4鏈條緊邊內力

當鏈節即將從緊邊進入曲軸鏈輪時，鏈節內力最大，提取各鏈節在此位置時鏈節的內力。圖6是不同轉速下鏈節受力的FFT頻譜圖。

圖6　鏈節內力的FFT頻譜

從圖中可以看出，鏈節內力的峰值主要出現在發動機轉速的2、4、6、8、10階次上，其中2階的峰值最大，且隨著轉速增加，諧波的峰值也逐漸增大。由于曲軸鏈輪齒數為21，因此多邊形效應的基頻出現在21階處，在低轉速時，多邊形階次21階諧波表現不明顯，而高轉速時鏈節內力較大，21階諧波有一定的幅值，大小為83 N，遠小于2階激勵幅值252 N，因此該諧次的激勵力對鏈條不會產生太大的沖擊。

2.5曲軸與凸輪軸相位差

進排氣氣門的相位角直接影響發動機的燃燒過程，鏈傳動設計不良，會使氣門相位與原先的最佳相位有較大的偏離，使得發動機指標惡化。表1是從1 000 r/min到4 000 r/min，每隔500 r/min時，曲軸與排氣凸輪軸的最大相位差，它等于兩倍的凸輪轉角與曲軸轉角之差的絕對值。從表1可知，4 000 r/min轉速下的相位差峰值最大，為1.44 deg，沒有超出2 deg的設計要求。

表1　不同轉速下曲軸與排氣凸輪軸最大相位差

2.6排氣凸輪軸轉速波動

凸輪軸轉速波動的大小能反映凸輪軸運轉的穩定性，圖7是排氣凸輪軸轉速波動峰值隨發動機轉速的變化曲線，它等于轉速幅值與平均轉速之差的絕對值。曲軸轉速為4 000 r/min（凸輪軸轉速為2 000 r/min）時，排氣凸輪軸轉速波動的最大值為78 r/min，誤差率小于4%。而在整個轉速范圍內，1 500 r/min下的轉速波動誤差率最大，為4.8%，也能滿足規定的誤差率要求。

圖7　排氣凸輪軸轉速波動峰值隨轉速的變化

2.7張緊器柱塞位移與工作腔壓力

通過升壓與泄壓的機械特性，液壓張緊器起著張緊鏈條的作用，而其工作腔壓力起著決定性的作用。油壓過低，張緊效果不好；油壓太高，會影響張緊器工作的耐久性，降低其壽命。表2是從1 000 r/min到4 000 r/min，每隔500 r/min時，張緊器工作腔的壓力峰值，隨著發動機轉速的增加，張緊器工作腔壓力也逐漸增大，最后在3 000 r/min到4 000 r/min時穩定在5 MPa～6 MPa，壓力最大值在整個轉速范圍內低于10 MPa的許用壓力。

表2　不同轉速下張緊器工作腔最大壓力

運用以上分析方法，也對高壓油泵鏈傳動系統的計算結果進行了評價，各項指標均在規范要求內。

3　試驗驗證

CAE仿真結果一般需要經過試驗驗證，因此在發動機試驗臺架上進行了液壓張緊器工作腔壓力、凸輪軸轉速波動、曲軸與凸輪軸的角位移誤差等參數的測量，以驗證仿真模型的準確性。

3.1張緊器工作腔壓力的對比

鏈傳動系統中，由于鏈條磨損而伸長，與鏈輪的嚙合沖擊會增大，嚴重時會發生跳齒現象，因此，張緊器的作用非常重要。液壓張緊器高壓油腔內的壓力對張緊效果起著決定性的作用［9-10］。

試驗是在機油溫度90℃、液壓張緊器的泄露間隙67μm、發動機100%負荷的條件下進行的，使用Kistler壓電傳感器測量了正時鏈與油泵鏈的液壓張緊器工作腔壓力。圖8是液壓張緊器工作腔壓力峰值的對比結果。2 800 r/min以下，計算值與試驗值吻合較好，2 800 r/min以上，正時鏈液壓張緊器計算值略大于試驗值，油泵鏈液壓張緊器計算值與試驗值有一定偏差，但整體的變化趨勢是相一致的。

圖8　工作腔壓力峰值的對比

3.2轉速波動與相位差的對比

采用ROTEC編碼器對曲軸、凸輪軸的轉速和角位移進行測量。圖9是曲軸轉速4 000r/min時，排氣凸輪軸轉速波動的對比結果。計算值與試驗值在個別時間段內相位上存在一定的誤差，但計算值與試驗值的變化趨勢相一致，幅值也基本相同。

圖9　凸輪軸轉速波動的對比

圖10是曲軸與排氣凸輪軸和油泵凸輪軸角位移誤差最大值的對比結果。在整個轉速范圍內，計算值與試驗值變化趨勢相一致。

3.3兩種怠速工況下聲壓和聲強的對比

在怠速和怠速倒拖工況下，使用B&K公司的噪聲測量系統對發動機前端的聲壓和聲強進行了測量。麥克風傳聲器型號為4189，聲強探測儀型號為3599，數據采集前端采用PULSE-3660C，24通道裝置，測量精度為±0.1 dB（A），測量動態范圍為20 Hz-160 dB，分析軟件為PULSE-Labshop。

圖10　角位移誤差最大值的對比

在怠速工況下，缸內燃燒壓力較小，進、排氣流速慢，所以燃燒噪聲和空氣動力噪聲相比機械噪聲要小［11］。如果鏈傳動系統設計得不合適，怠速工況和倒拖工況下，發動機噪聲的差異就會不明顯。從聲壓級1/3倍頻程的對比結果來看，在500 Hz～4 000 Hz頻率范圍內，怠速倒拖工況的前端聲壓級明顯小于怠速工況，尤其在2 000 Hz時，聲壓級差值達到5 dB（A），而燃燒噪聲的頻率正好處于該頻率范圍內，因此燃燒噪聲在怠速工況下仍然比較明顯，機械噪聲不是特別突出。從前端聲強級云圖的對比也可看出，倒拖工況下，發動機前端的機械噪聲并不明顯，所以該鏈傳動設計是比較良好的。

圖11　發動機前端聲壓級1/3倍頻程對比

圖12　發動機前端聲強級云圖對比

鏈傳動系統在發動機臺架試驗過程中工作正常，隨后的拆機檢驗也沒有發現各零件表面有明顯的碰撞和磨損的現象，使用該鏈傳動系統方案的柴油機已經通過耐久試驗考核，且已開始小批量生產。

4　結語

（1）利用AVL-Excite軟件的Timing Drive進行柴油機鏈傳動動力學仿真，各項動力學指標正常。所設計的鏈傳動系統設計布置合理，工作可靠，能夠滿足工程需要。

（2）通過發動機臺架試驗測量了凸輪軸轉速波動、曲軸與凸輪軸角位移波動及張緊器工作腔壓力等參數，并將這些測量結果與仿真結果進行對比，提出了一套發動機鏈傳動試驗與仿真相結合的分析方法。測試結果也為后續進一步提高仿真計算精度提供了參考依據。

（3）發動機前端聲壓與聲強的對比結果表明，怠速工況燃燒噪聲仍然是該柴油機主要的噪聲來源，由鏈傳動系統引起的機械噪聲并不明顯，進一步說明所設計的鏈傳動系統是合理的。

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Simulation and Test Verification of the Chain Drive System of a Diesel Engine

LIMin1，CHEN Ye-long1，ZHOU Yang-chun2，DU Hui-yong1，XUBin1
（1.Vehicel and Transportation Engineering Institute，Henan University of Science and Technology，Luoyang 471003，Henan，China；2.Guangxi Yuchai Diesel Engine Co.Ltd.，Yulin 537005，Guangxi China）

The dynamic simulation model including timing chain drive system and valve system of a diesel engine is established by means of AVL-Excite Timing Drive software.The chain motion trajectory，the connection force between the chain and the sprocket，the contact force between the chain and the guide-plate，internal force of the chain，excitation spectrum character and tensioner working room pressure are calculated.The camshaft speed fluctuation，hydraulic tensioner working room pressure and crankshaft phase fluctuation with the camshaft are verified by engine bench test results.At last，the sound intensity and sound pressure at the engine front end are tested by B&K noise measurement system in a semianechoic room.Test result shows that the SPLs at the engine front end in the idle condition and the idle motored condition are quite different.The designed timing chain transmission system can work normally and meet the requirements of design.

vibration and wave；timing chain transmission；hydraulic tensioner；simulation test；working room pressure；phase fluctuation

TK422

ADOI編碼：10.3969/j.issn.1006-1335.2016.05.006

1006-1355（2016）05-0026-05

2016-04-07

河南省重點科技攻關計劃資助項目（12210221005）

李民（1969-），男，河南省洛陽市人，博士，副教授，碩士研究生導師，主要研究方向為內燃機振動噪聲控制技術及內燃機現代設計方法。E-mail:limin@haust.edu.cn

陳燁龍（1990-），男，河南省三門峽市人，碩士研究生，主要研究方向為內燃機振動噪聲控制技術。E-mail:459328892@qq.com