汽车发动机附件系统用多楔带传动平稳性仿真分析

汽车发动机附件系统用多楔带传动平稳性仿真分析

李占国1,2,刘启龙1,史尧臣1,2,罗洪威3

(1.长春理工大学机电工程学院，长春130022；2.长春大学机械与车辆工程学院，长春130022

3.辽阳凯利特橡胶有限公司,辽宁辽阳111000)

摘要：结合某发动机附件传动系统的轮系布置方式，基于多体动力学RecurDyn软件，建立了发动机前端附件传动系统的4PK多楔带传动动力学仿真模型。在带的张紧力及带长不变的条件下，系统研究了曲轴带轮的包角的变化对多楔带传动平稳性的影响规律，为合理布置多楔带传动轮系，降低多楔带传动过程中的振动振幅提供了一种可行的数字化仿真分析方法。

关键词：多楔带；振幅；频率

收稿日期:2014-10-20

基金项目:吉林省“十二五”科学技术研究重点项目(2014280)

作者简介:李占国(1961-),男,山东汶上人,教授,博士,博士生导师,主要从事带传动性能、激光加工方面研究。

中图分类号：TH132.3+1文献标志码：A

0引言

图1　某发动机附件轮系

某发动机附件如图1所示，主要由曲轴、空调、水泵、发电机、张紧器组成。随着汽车向高转速、轻型化、节能、全天候行驶及安全舒适等方向发展，对发动机附件轮系多楔带传动系统的传动性能研究将是今后研究的重点[1]。多楔带具有成本低、传动比大(可达40：1)、使用寿命长、传动平稳及传动效率高等优点[2]，并且多楔带较薄，弯曲刚度小，故允许带轮最小直径仅为普通V带带轮的1/3～1/5，带背也可参与传动，所以在有限的空间内增加了可驱动附件的数量，因此汽车发动机前端轮系主要是采用多楔带进行传动。发动机前端附件传动系统的主要的振动形式主要有多楔带的横向振动、轮系的旋转振动和张紧臂的旋转振动。其中多楔带横向振动对多楔带的传动性能影响最大，会降低多楔带传动系统的传动效率，引起带的滑移，加速带的磨损，增加传动噪声，降低带的使用寿命，所以本文主要分析多楔带的横向振动。

1多楔带传动系统振动分析建模

图2　多楔带传动系统

结合某发动机附件轮系，以曲轴带轮旋转中心为坐标原点，建立如图2所示的多楔带传动系统的梁振动模型，包括曲轴带轮1、空调带轮2、水泵带轮3、电机带轮4、张紧轮5，各轮之间的带段长度从曲轴带轮和空调带轮之间开始依次命名为l1、l2、l3、l4、l5，ri为带轮i的半径，(Xi，Yi)为带轮i的旋转中心坐标，wi为i带段的横向位移。利用Hamilton变分原理进行无量纲化后得到多楔带传动系统在稳定状态下各带段的横向振动方程为[3]：

(1)

式中下角标x为对变量x的偏微分，0

由Euler-Eytelwein方程得到带轮两侧紧边和松边带段的张力关系为

(2)

(3)

式(2)，式(3)中：Tj为紧边带段张力；Ts为松边带段张力；μ为轮-带间的摩擦系数；β为带轮的包角;M为主动轮转矩。由公式(1)(2)(3)联立，可以得到带轮包角与相邻带段横向振动的关系方程。

2仿真模型建立

某发动机附件多楔带传动系统的主要参数如表1所示。

表1　附件轮系参数

图3　发动机附件轮系仿真模型

以曲轴带轮圆心为坐标原点O，水平向右为X轴，竖直向上为Y轴，建立坐标系。各轮圆心的位置坐标如表1中所示，通过多体动力学RecurDyn软件中的belt模块对多楔带传动轮系进行建模，模型中带的楔距为3.56mm，楔角为40°，楔数为4楔，楔顶弧半径为0.5mm，楔底弧半径为0.25mm；轮的楔距为3.56mm，楔角为40°，楔数为4楔，楔顶弧半径为0.25mm，楔底弧半径为0.5mm。为了便于分析，假设张紧轮为固定式张紧轮。仿真模型如图3所示。对于两轮之间的带段从曲轴带轮和空调带轮之间开始，带与轮的啮合点逆时针分别命名为A、B···J。

3发动机前端轮系仿真结果分析

图4　多楔带运动轨迹

对仿真模型各带轮施加转动副，并对曲轴带轮施加转速1631r/min，设置张紧力为250N，对各个附件轮施加表1中的扭矩值，设置仿真时长0.8s，步数1000步，进行仿真。由仿真结果可以得到发动机附件轮系中多楔带的运动轨迹，如图4所示。可以看出AB带段相比于其它带段的振动大，并且在工程上主要测量系统中最紧边带段和最长边带段中点的横向振动位移，由图3可知AB带段为最紧边和最长边带段，所以本文主要研究AB带段中点的横向振动。AB带段中点的振动曲线和幅频响应曲线如图5所示，最大振幅为0.07mm，振动频率为48.4Hz。

图5　AB带段中点的横向振动曲线和幅频响应曲线

图6　曲轴带轮包角示意图

为了研究曲轴带轮的包角的变化对多楔带传动平稳性的影响规律，在原发动机附件传动系统的基础上，多楔带的长度和张紧力不变，通过调整张紧轮的旋转中心坐标，来改变曲轴带轮的包角，对AB带段中点的横向振动的影响规律。定义曲轴带轮包角为β，则原发动机曲轴带轮的包角β=165°，由于当β小于155°或大于175°时附件传动系统的多楔带将发生干涉，调整张紧轮的旋转中心坐标分别为(77,88)、(85,93)、(101,103)、(108,108)，得到曲轴带轮包角分别为155°、160°、170°、175°，其他参数均不改变，分别建立四组仿真模型，如图6所示。对这四组仿真模型分别进行仿真，仿真结果如图7。五组AB带段中点的横向振动最大振幅和振动频率数值如表2。当包角β=155°时，最大振幅为0.078mm，振动频率为19.7Hz；当包角β=160°时，最大振幅为0.059mm，振动频率为19.7Hz；当包角β=165°时，最大振幅为0.07mm，振动频率为48.4Hz；当包角β=170°时，最大振幅为0.149mm，振动频率为29.5Hz；当包角β=175°时，最大振幅为0.411mm，振动频率为113Hz。由文献[4]可知当曲轴转速为1631r/min时发动机附件多楔带传动系统的自由振动的一阶固有频率为27.2Hz，二阶固有频率为54.4Hz，三阶固有频率为108.7Hz，当曲轴带轮包角为170°和175°时，AB带段中点的振动频率与系统的固有频率很接近，所以振幅较大且振动不稳定，所以曲轴带轮的包角不能取这两个角度。当曲轴带轮包角为160°时，相比于包角为155°和165°时，AB带段中点的横向振动振幅和振动频率最小，且避开了系统的固有频率，所以原发动机把曲轴带轮包角调整为160°，多楔带传动系统平稳更好。

图7　其他位置AB带段中点振动曲线和幅频响应曲线

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

4结语

结合某发动机附件轮系，建立多楔带传动系统的梁振动模型，得出当带长和张力不变时，曲轴带轮的包角对相邻带段的传动平稳性有影响。基于多体动力学RecurDyn软件，建立发动机附件传动系统多楔带传动仿真模型，得到曲轴带轮的包角的变化对相邻带段多楔带传动平稳性的影响规律，若把原发动机曲轴带轮包角调整为160°可以有效地降低AB带段中点的最大振幅和频率。本文为合理布置多楔带传动轮系，降低多楔带传动过程中的振动振幅提供了一种可行的数字化仿真分析方法。

参考文献:

[1]杨巍，彭伟伟.发动机前端轮系设计[J].科技创新导报，2011(32)：119-120.

[2]王彬.CA488型发动机多楔带轮系的开发[J].汽车技术，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.

责任编辑：吴旭云

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