陳龍，王英杰，王三星，陳亮，歐陽彩云

（安徽江淮汽車集團股份有限公司技術中心，安徽 合肥 230601）

引言

某發(fā)動機經(jīng)市場反饋出現(xiàn)正時系統(tǒng)跳齒的現(xiàn)象，導致發(fā)動機正時錯亂，進而使得發(fā)動機氣門撞活塞，致使發(fā)動機損壞，車輛無法正常工作，針對這一市場問題，對正時系統(tǒng)進行建模分析。

1 布置設計模型

圖1 鏈傳動系統(tǒng)三維模型

某汽油機機正時機構為齒形皮帶和帶輪傳動驅(qū)動系統(tǒng)，模型如圖1所示，進氣側(cè)帶有VVT調(diào)節(jié)器，在進排氣皮帶輪兩側(cè)分別布置了張緊輪和惰輪組件。

1.1 皮帶和齒輪參數(shù)

帶輪參數(shù)見表1，皮帶參數(shù)見表2。前端正時機構的空間布置尺寸如圖2，按圖所示的幾何尺寸進行模型搭建。

表1 各帶輪參數(shù)

表2 皮帶參數(shù)

圖2 正時機構空間布置圖

2 計算結果分析

2.1 皮帶受力情況

圖3 皮帶分析監(jiān)測點

圖4 各監(jiān)測點最大皮帶力

圖5 各監(jiān)測點最小皮帶力

圖6 slack span點皮帶振幅曲線

圖7 tensioner to intake cam點皮帶振幅曲線

圖8 intake cam to exhaust cam點皮帶振幅曲線

圖9 exhaust cam to idler點皮帶振幅曲線

圖10 tight span點皮帶振幅曲線

圖11 3500rpm皮帶軌跡線

按照皮帶連接方向，在相鄰的兩帶輪間的皮帶段上布置測點，如圖3，總共布置5個測點。然后分別統(tǒng)計以上測點處的皮帶力如圖4、5，以及各測點處的皮帶擺幅，如圖6-10。從各測點處的皮帶力曲線圖上可以得到，在發(fā)動機轉(zhuǎn)速為4500rpm時，皮帶力在松邊達到1076N的最大值。各測點處的皮帶擺動幅度，按照各段皮帶自由長度的10%為擺幅的限值，擺幅都在允許范圍內(nèi)，但張緊器和曲軸帶輪之間的皮帶段擺幅較大，如圖6，圖11所示的在3500rpm時皮帶的軌跡線同樣說明該段皮帶擺幅較大。

2.2 張緊器的位移

張緊器的張緊臂角位移結果如圖 12，最大值角位移為1.7。圖13為曲軸至排氣皮帶輪間皮帶段夾角相對角位移，圖14為曲軸至進氣皮帶輪間皮帶段夾角相對角位移。

圖12 張緊臂角位移曲線

圖13 曲軸至排氣皮帶輪間皮帶段夾角相對角位移

圖14 曲軸至進氣皮帶輪間皮帶段夾角相對角位移

3 結論

1）皮帶正時機構的固有頻率為175Hz，計算結果顯示，在整個計算轉(zhuǎn)速范圍并內(nèi)沒有明顯的高振幅共振現(xiàn)象發(fā)生；

2）在發(fā)動機轉(zhuǎn)速為 4500rpm時，皮帶力在松邊達到1076N的最大值；

3）皮帶的擺幅在限值范圍內(nèi)，但有局部振動仍然較為強烈；

通過上述對正時系統(tǒng)的仿真及測試分析，為正時系統(tǒng)跳齒問題的解決提供了研究方向，同時也為相關問題的解決提供了參考。