張緊輪結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)

引言

汽車發(fā)動(dòng)機(jī)廣泛使用帶傳動(dòng)驅(qū)動(dòng)發(fā)電機(jī)、空調(diào)壓縮機(jī)、風(fēng)扇等發(fā)動(dòng)機(jī)附件,連需要和曲軸保持嚴(yán)格相位關(guān)系的凸輪軸也采用皮帶傳動(dòng)。皮帶傳動(dòng)具有傳動(dòng)比大、使用壽命長、傳動(dòng)平穩(wěn)及成本低等優(yōu)點(diǎn),因此,國內(nèi)外汽車發(fā)動(dòng)機(jī)較多采用皮帶系統(tǒng)傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力,而皮帶系統(tǒng)中張緊輪、惰輪屬于轎車發(fā)動(dòng)機(jī)配套的相關(guān)產(chǎn)品,是發(fā)動(dòng)機(jī)重要的精密零部件,張緊輪、惰輪的可靠性和使用壽命直接影響著汽車行駛的安全性和可靠性。

1皮帶輪系設(shè)計(jì)一般原則

汽車皮帶系統(tǒng)傳遞系統(tǒng)動(dòng)力,目前發(fā)動(dòng)機(jī)附件系統(tǒng)中使用最多的是PK型多楔帶,發(fā)動(dòng)機(jī)正時(shí)系統(tǒng)中大部分使用同步齒形帶。故在帶傳動(dòng)系統(tǒng)中通?？紤]的一般原則有:

(1）皮帶張緊力一般不小于300N。

(2）皮帶振動(dòng)小于皮帶跨度的5%。

(3）各附件輪的包角一般不小于推薦使用包角(表1）。

(4）帶輪中心距和帶輪跨度一般符合以下約束要求:

式中:de1為帶輪1的有效直徑:de2為帶輪2的有效直徑:a₀為帶輪中心距。

2某輪系設(shè)計(jì)與計(jì)算

某汽車發(fā)動(dòng)機(jī)附件系統(tǒng)輪系布置設(shè)計(jì),根據(jù)客戶提供的發(fā)動(dòng)機(jī)數(shù)模數(shù)據(jù)(圖1）,整體考慮計(jì)算評估輪系中各個(gè)附件輪的要求和相對位置關(guān)系,確定輪系平面布局圖。同時(shí),結(jié)合確定的輪系布局圖和各個(gè)附件輪傳遞的功率要求等數(shù)據(jù),使用計(jì)算機(jī)輔助SIMDRIVE軟件,模擬整改皮帶系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)仿真數(shù)據(jù),如皮帶振動(dòng)、系統(tǒng)打滑、功率損失、皮帶力和各個(gè)附件輪的綜合受力等信息。輪系系統(tǒng)計(jì)算匹配后,得出輪系位置布局信息(表2）,輪系包角數(shù)據(jù)信息(表3）,輪系跨度、弧長數(shù)據(jù)信息(表4）,各個(gè)附件輪的綜合受力情況信息(圖2）。

3張緊輪力學(xué)分析

3.1偏心張緊輪結(jié)構(gòu)信息

張緊輪為皮帶系統(tǒng)提供持續(xù)穩(wěn)定的皮帶張力,確保發(fā)動(dòng)機(jī)系統(tǒng)功率有效傳遞和各附件正常工作。SIMDRIVE系統(tǒng)設(shè)計(jì)軟件的計(jì)算結(jié)果為張緊輪設(shè)計(jì)的輸入條件,如帶輪的受力、張緊臂長、轉(zhuǎn)速等設(shè)計(jì)依據(jù)。張緊輪依靠一定臂長或偏心來彌補(bǔ)皮帶運(yùn)行過程中因?yàn)槎秳?dòng)或老化引起的伸長。故本文以偏心張緊器的結(jié)構(gòu)為模型,具體分析其受力和結(jié)構(gòu)優(yōu)化。

由某款自動(dòng)張緊輪的結(jié)構(gòu)示意圖(圖3）可見,此張緊裝置主要由張緊惰輪、扭轉(zhuǎn)彈簧、墊圈、偏心銷、底盤、輪轂、襯套、偏心軸套和球軸承等部分組成。其中,襯套與軸套緊密結(jié)合在一起,與偏心銷之間構(gòu)成摩擦副,襯套與偏心銷端面組成摩擦副:張緊惰輪通過球軸承裝在輪轂上,而扭轉(zhuǎn)彈簧兩端引腳分別固定在偏心軸套和底盤上。

3.2結(jié)構(gòu)力學(xué)模型分析

簡化張緊輪在主平面上的結(jié)構(gòu)參數(shù),如圖4所示,圖中A點(diǎn)為扭簧工作臂安裝在偏心輪上的位置,θ_A為彈簧安裝角(相對于偏心連線）:r₁為芯軸半徑;r₂為扭簧半徑;e為扭簧和芯軸偏心距。

取偏心輪為研究對象,偏心輪受到4個(gè)力的作用,如圖5所示。

假設(shè)皮帶接觸點(diǎn)位于標(biāo)準(zhǔn)位置時(shí)偏心連線的垂線上,9為偏離標(biāo)準(zhǔn)位置的轉(zhuǎn)角,6為芯軸的接觸角,建立偏心輪的靜力平衡方程:

解得接觸角:

_φ0為無摩擦?xí)r的接觸角(即摩擦系數(shù)f為0時(shí)的接觸角）:

銷軸的正壓力:

張緊力:

圖6是根據(jù)設(shè)計(jì)圖紙尺寸要求（θ_A=64o）、取f=0.1,按式（4）和式（5）計(jì)算的張緊力、銷軸壓力及接觸位置關(guān)于擺角的曲線。

從計(jì)算結(jié)果分析可以看出:軸套的正向壓力比較大,接觸應(yīng)力峰值可能會(huì)高達(dá)100MPa。

3.33D剛體靜力分析

偏心輪受的各種力不是作用在同一個(gè)平面上,平面受力分析不能全面反映受力狀況。仍以偏心輪為研究對象,建立如圖7所示的坐標(biāo)系0-xyz。在該坐標(biāo)系中,銷孔的軸線和:軸重合,扭簧工作臂起點(diǎn)A位于x0y面:當(dāng)張緊輪處于標(biāo)準(zhǔn)位置時(shí),皮帶輪中心軸在:z0x平面上。假設(shè)皮帶的作用力F_t位于帶輪中點(diǎn)D,F_t始終在y0z:平面內(nèi),指向-y方向。銷軸和銷孔兩端邊緣兩點(diǎn)C₂、C₂接觸,正壓力分別為N₁和N₂,摩擦系數(shù)為f。C₁、C₂相位由Φ₁和Φ₂表示。

圖7張緊輪3D受力圖

由于靜力平衡得方程組:

式中:φ₁=Φ₁±δ,φ₂=Φ₂±δ,δ=arctan f(加載時(shí)取正號,卸載時(shí)取負(fù)號）。

取N₁、N₂、Φ₁、Φ₂和F_t為未知數(shù),這是一個(gè)五元非線性方程組。

銷孔上下端的壓力比N₁/N2=2.47,表明樣品張緊輪的銷孔和銷軸的載荷存在比較嚴(yán)重的偏載。

4張緊輪結(jié)構(gòu)優(yōu)化

受力穩(wěn)定可靠性、剛度和阻尼比是張緊輪三項(xiàng)重要的力學(xué)性能指標(biāo)。根據(jù)張緊輪結(jié)構(gòu)受力分析結(jié)果,可以調(diào)整相關(guān)張緊輪設(shè)計(jì)參數(shù),達(dá)到優(yōu)化張緊輪結(jié)構(gòu)的目的。本節(jié)討論如何通過張緊輪的參數(shù)設(shè)計(jì)使其滿足力學(xué)性能指標(biāo)。

4.1降低銷軸上載荷的大小

在圖5中,銷軸的反力是彈簧力和張緊力的合力。合理布置彈簧的作用點(diǎn)A可以降低銷軸的載荷。在現(xiàn)有的設(shè)計(jì)θ_A=64^。中,在張緊輪的工作擺角內(nèi),銷軸反力和彈力之比、

最小值為8.57；當(dāng)θ^A=180^。時(shí)，

達(dá)到最大,最大值為1.18。所以,如果θ_A取在142^。～180^。,可以降低20%的載荷。

4.2提高銷軸上載荷分布的均勻性

調(diào)整軸套的長度和軸向位置,可以使載荷均勻分布,有效減小接觸應(yīng)力,延長使用壽命。對現(xiàn)有產(chǎn)品進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì),預(yù)期可以降低最大接觸應(yīng)力一半以上。

5結(jié)語

本文通過梳理歸納發(fā)動(dòng)機(jī)皮帶系統(tǒng)設(shè)計(jì)開發(fā)的一般設(shè)計(jì)原則,利用SIMDRIVE輪系模擬設(shè)計(jì)軟件,對某款發(fā)動(dòng)機(jī)系統(tǒng)進(jìn)行匹配計(jì)算,確定張緊輪和惰輪在系統(tǒng)中的綜合受力情況。簡化建立張緊輪的受力力學(xué)模型,提出一個(gè)張緊輪結(jié)構(gòu)優(yōu)化的方法思路,對類似張緊輪的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)具有一定指導(dǎo)意義,通過優(yōu)化設(shè)計(jì)可進(jìn)一步提高產(chǎn)品的可靠性和穩(wěn)定性,提高產(chǎn)品的市場競爭力。