基于EXCITE_TD的正時皮帶系統非圓帶輪選型的動力學計算

梁善飛，李志威，李云濤，胡軍峰，楊萬里，藍軍，王瑞平

（1.寧波吉利羅佑發動機零部件有限公司，浙江 寧波 311228；2.同濟大學，上海 200092）

基于EXCITE_TD的正時皮帶系統非圓帶輪選型的動力學計算

梁善飛1,2，李志威1，李云濤1，胡軍峰1，楊萬里1，藍軍1，王瑞平1

（1.寧波吉利羅佑發動機零部件有限公司，浙江 寧波 311228；2.同濟大學，上海 200092）

文章以某直列三缸增壓直噴汽油機為研究對象，介紹了非圓形正時皮帶輪的形狀和相位在正向開發過程中的確定方法。研究過程中，應用配氣機構專業分析軟件AVL-EXCITE Timing Drive，建立正時皮帶系統動力學模型，進行仿真計算，并對不同形狀和不同相位下非圓皮帶輪的計算結果進行對比，從而選出最優的非圓皮帶輪形狀和相位。

增壓直噴；非圓帶輪；動力學；皮帶拉力；橫向振動

CLC NO.:U464.21Document Code:AArticle ID:1671-7988 (2017)02-29-03

引言

隨著人們對整車舒適性的要求越來越高，對發動機的NVH要求也越來越嚴格。正時性能的好與壞直接影響發動機的動力性、經濟性、NVH及排放性能[1]。非圓皮帶輪通過非對稱結構來減弱皮帶系統某一階次的振動從而提升正時系統的工作平穩性，因而正時皮帶系統非圓皮帶輪的應用也越來越普遍。

眾多研究者對可變傳動比特殊運動定律的傳動機構進行了研究。其中，孟兆明[2]對帶傳動設計的新方法進行探討，Carlo Innocenti[3]設計了變速度比傳輸同步帶并進行運動學分析；Hellmuth Stachel[4]對非均勻齒輪和皮帶傳動機構進行了分析。

雖然眾多學者對可變速比的傳動機構進行了研究，但是極少有學者對非圓形正時皮帶傳動機構進行研究和分析。因此，本文以某三缸增壓直噴汽油機為研究對象，介紹了非圓形正時皮帶輪的形狀和相位在正向開發過程中的確定方法。研究過程中，應用配氣機構專業分析軟件AVL-EXCITE Timing Drive，建立正時皮帶系統動力學模型，進行仿真計算，并將不同形狀和不同相位下非圓皮帶輪的計算結果進行對比，從而選出最優的非圓皮帶輪形狀和相位。

1、動力學計算模型建立及非圓形帶輪參數的設置

1.1 動力學計算模型建立

在Excite Timing Drive 軟件中建立如圖1所示的正時皮帶系統動力學計算模型。該模型為全閥系模型，其中排氣凸輪軸驅動高壓油泵凸輪工作，進氣凸輪軸驅動真空泵工作，進排氣凸輪軸正時皮帶輪采用三角橢圓形皮帶輪，齒數為42齒；曲軸正時皮帶輪采用圓形皮帶輪，齒數為21齒；皮帶節距為8mm，節數為145，預緊力為380N。

圖1 正時皮帶系統全閥系計算模型

1.2 非圓皮帶輪參數設置

皮帶齒形參數和非圓帶輪齒形參數采用供應商提供的齒形參數，非圓形帶輪的參數依據設計參數設置其橢圓形狀及橢圓半徑變化量，本文以齒頂圓為基準圓進行各參數的設置。為降低1.5階次的皮帶橫向振動，凸輪軸非圓形帶輪的形狀設計為三角橢圓形，齒頂圓最小半徑為51.941mm。本文對半徑方向橢圓增量為分別為0.8mm、1.2mm和1.6mm進行了選型計算。如圖2所示為半徑方向橢圓增量為1.2mm時的參數設置。

圖2 非圓形帶輪參數設置

帶輪相位采用最長半徑與Y軸的夾角來定義，逆時針方向為正。本文通過對帶輪相位分別偏-1齒、0齒、1齒、1.5齒和2齒進行選型計算。如圖3所示為相位偏0齒時的參數設置。

圖3 非圓形帶輪相位設置

2、動力學計算及結果評價

正時同步帶橫向振動為周期激勵下的強迫振動，其在一個周期中的函數式為[5]：

式中：ρ-標準帶寬下每米帶長的質量，kg/m；L-同步帶的跨距，mm；ω2-凸輪軸帶輪的角速度，rad/s；

受到周期性力的激勵作用作受迫振動時，周期函數f(t)可展成Fourier級數[6]：

式中：An-頻率為高次諧波nωj的n次諧波的幅值；ωj-激振頻率。

本文采用正時系統專業分析軟件AVL-Excite Timing Drive來建立非圓形正時皮帶輪動力學計算模型，并針對凸輪帶輪橢圓增量及帶輪相位進行了對比計算，通過各個轉速下張緊臂擺動角度的大小來最終選定非圓帶輪的橢圓增量及帶輪相位。

圖4～圖5分別為橢圓增量恒定為1.2mm時不同帶輪相位下的張緊臂Peak to Peak 擺角及帶輪相位恒定為偏1.5齒時不同橢圓增量下的張緊臂Peak to Peak 擺角情況。

圖4 不同帶輪相位下的張緊臂擺角

圖5 不同橢圓增量下的張緊臂擺角

從圖4中可以看出，當橢圓增量恒定為1.2mm，帶輪相位偏-1齒時，張緊臂的最大擺角為13.635°；帶輪相位偏0齒時，張緊臂的最大擺角為12.496°；帶輪相位偏1齒時，張緊臂的最大擺角為12.363°；帶輪相位偏1.5齒時，張緊臂的最大擺角為11.227°；帶輪相位偏2齒時，張緊臂的最大擺角為12.373°。由此可知當帶輪相位偏1.5齒時張緊臂的最大擺角值最小，此時正時皮帶系統運行更平穩，故選定帶輪相位偏1.5齒為最終的帶輪相位。

從圖5中可以看出，當帶輪相位恒定為偏1.5齒，橢圓增量為0.8mm時，張緊臂的最大擺角為14.715°；橢圓增量為1.2mm時，張緊臂的最大擺角為11.227°；橢圓增量為1.6mm時，張緊臂的最大擺角為12.788°。由此可知當橢圓增量為1.2mm時，張緊臂的最大擺角值最小，此時正時皮帶系統運行更平穩，故選定橢圓增量1.2mm為最終的帶輪橢圓增量。

最后需要校核最終選定的非圓凸輪軸帶輪參數下各段皮帶的最大拉力和橫向振幅是否滿足設計要求。

圖6～圖7分別為橢圓增量恒定為1.2mm、帶輪相位恒定為偏1.5齒時各段皮帶的最大拉力及最大橫向振幅。

圖6 各段皮帶最大拉力

圖7 各段皮帶最大橫向振幅

從圖6中可以看出，當橢圓增量為1.2mm，偏心1.5齒時最大皮帶拉力出現在緊邊，其最大值為1536N，滿足＜2000N的評價標準。

從圖7中可以看出，當橢圓增量為1.2mm，偏心1.5齒時最大皮帶橫向振幅出現在惰輪與進氣皮帶輪之間，其最大值為11.54mm，滿足＜19.46mm（10%的跨距）的評價標準。

3、結論

（1）當三角橢圓形正時皮帶輪在橢圓半徑增量為1.2mm，相位為偏心1.5齒時具有最小的張緊臂擺角，即正時系統抖動最小，運行最平穩；

（2）正時系統專業分析軟件AVL-Excite Timing Drive在非圓帶輪正時系統正向開發過程中能夠幫助項目選定最優的非圓帶輪形狀及相位，縮短開發周期并節約開發成本。

[1]梁善飛等.某增壓發動機正時鏈系跳齒問題的優化研究[J].汽車實用技術,2013,4：64-67.

[2]孟兆明等.帶傳動設計方法新探[J].機械傳動,2006,30(5)：39-42.

[3]Carlo Innocenti, Davide Paganelli .Designing synchronous belt transmissions with variable velocity ratio[J]. Journal of Mechanical Design, 2008,130(1)：1-7.

[4]Hellmuth Stachel. Gears and belt drives for non-uniform transmission[C]// The Second European Conference on Mechanism Science： Proceedings of EUCOMES 08. Netherlands： Springer , 2009：415-422.

[5]應知言,張光疇,譯.力學的物理基礎[M].北京：高等教育出版社, 1992：234-332.

[6]王艷華等.469Q汽油機正時同步帶傳動運動特性的分析研究[J].機械管理開發,2008,2：6-10.

Non circle belt pulley dynamic calculate by EXCITE_TD

Liang Shanfei1,2, Li Zhiwei1, Li Yuntao1, Hu Junfeng1, Yang Wanli1, Lan Jun1, Wang Ruiping1
( 1.Ningbo Geely Royal Engine Components Co., Ltd., Zhejiang Ningbo 311228; 2.Tongji University No, Shanghai 200092 )

For an inline three cylinder turbocharged direct injection gasoline engine, this paper introduces the noncircular timing pulley shape and phase in the process of developing. Utilizing the professional analysis software AVL-EXCITE Timing Drive, a timing belt system dynamics model is established. The simulation calculation results of different shapes and different phase of pulley are compared to choose the optimal non-circular pulley shape and phase.

TGDI;Noncircular belt pulley;Dynamics;Belt force;Transversal vibration

U464.21

A

1671-7988(2017)02-29-03

梁善飛，主要研究方向：配氣機構和正時系統動力學仿真及試驗研究。就職于寧波吉利羅佑發動機零部件有限公司。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2017.02.010