对正时齿形链系统的正时链条进行优化，能否减小其造成的噪声？

文 |阿离言

编辑 |阿离言

序

在汽车工程领域，汽油发动机正时齿形链系统，是实现曲轴和凸轮轴之间传动的重要组成部分，然而正时齿形链系统在运行过程中常会产生振动噪声，影响发动机的性能和舒适性。

为了预防这种情况发生，许多科研工作者对汽油发动机进行了正时齿形链系统振动噪声特性研究，其中汽油发动机正时齿形链系统振动噪声特性研究方面，重点对正时链条、齿轮传动和张紧器等关键部件进行分析和优化。

为了达到这个目标需要对链条材料特性和几何形状的进行研究，改进链条的刚度和阻尼特性，以减少链条振动和噪声产生，以降低齿轮之间的摩擦和振动。

那么究竟该如何对正时链条系统进行改进，减小其在运行过程中的震动和噪声呢？

发动机正时齿形链传动系统设计

正时齿形链的系统非常复杂，在发动机中的布置方式可以有很多种，其中较为常见的有单顶置、双顶置以及V型布置。

经过多种因素的考虑，我们团队根据发动机提供的位置坐标和空间要求，决定进行双顶置正时齿形链传动系统的设计，其中主要涉及到链板、链轮、张紧导轨以及固定导轨等参数设计。

在确定了相关的参数之后，通过三维建模软件Catia，在齿形链啮合原理的基础上建立各个 结构部件模型并进行总装，最后完成整个正时齿形链传动系统的总体设计。

对于发动机正时齿形链系统的整体布局，我们团队提供了其所需要的箱体空间大小以及正时系统的布置位置，主要目的就是在有限的空间内，设计出一种能够满足发动机正常工作的最优结构。

毕竟，发动机正时系统的整体布局设计直接影响着发动机的输出性能，由于发动机类型为2.0L直列四缸发动机，而正时系统布置在发动机的前端，这就需要具体设计一下输入参数。

正时齿形链系统设计输入参数

从上图中可以看出，我们团队所设计的正时系统包括：曲轴链轮、进排气凸轮轴链轮、张紧导轨、固定导轨、张紧器以及内外复合啮合圆销式齿形链。

以曲轴链轮的圆心O为坐标原点，在XOY平面内建立正时系统的整体布局，其中进气、 排气凸轮轴链轮关于Y轴对称，可以根据两者的中心距离137mm，以及它们距离曲轴链轮的垂直距离292.075mm分别确定彼此的中心点O1和O2。

另外，发动机正时齿形链系统中所有的链轮都是渐开线齿廓，这是因为渐开线链轮能够有效地降低链轮与链板的啮合冲击，增强系统的稳定性。

所以在链轮齿数的选择上，一般采用的正时系统的曲轴链轮的齿数为奇数齿，且正常情况下z≥17，而我们团队则将曲轴链轮的齿数设定为19齿。

另外，由于正时系统的传动比为2，其所对应的两个凸轮轴链轮的齿数则为38齿，在此系统中，整个链板系统采用的是节距为8mm的内外复合啮合圆销式齿形链，该齿形链能够有效地提升系统的稳定性，降低系统传动时产生的振动噪声。

正时齿形链系统仿真模型建立

接下来就需要按照之前选定的标准，对系统中各个部分进行仿真模型的建立，以方便我们团队对此进行动力学分析，测定整个系统的可行性。

其中正时齿形链传动系统动力学仿真分析主要是在动力学仿真软件RecurDyn中进行，正时齿形链动力学仿真分析的一般流程如下图所示，其中主要包含有正时齿形链几何模型的建立，边界条件的设定以及仿真结果的输出分析。

动力学仿真分析流程

在此之前，我们团队已经对正时齿形链传动系统的各个部件做了详细介绍，按照这个标准，将正时齿形链的几何装配模型通过格式的转换导入到RecurDyn中，模型在导入之前必须保证装配体不存在干涉碰撞。

这样就能保证导入的模型仅仅是几何模型，除此之外，还需要对几何模型施加相应的运动学约束，驱动约束以及其他初始条件，来形成能够表达多体系统力学关系的物理模型。

由于我们团队主要研究正时齿形链传动系统在X-O-Y平面内的动力学特性，因此需要对系统中链板与Ground之间施加平面副，销轴与Ground之间施加平面副，曲轴链轮以及凸轮轴链轮施加转动副。

然后根据链板与销轴，链板与链轮，张紧导轨、固定导轨与链板之间的接触关系，在模型当中，施加相应的接触副，最终在RecurDyn里建立的正时齿形链传动系统动力学仿真模型如下图所示。

正时齿形链传动系统动力学仿真模型

从图中可以看出，在此传动系统中，曲轴链轮的转动方向为顺时针，张紧导轨安装在左侧，固定导轨安装在右侧，根据不同工况的需求，对曲轴链轮施加不同的转动速度来研究系统的动力学特性。

在多体动力学仿真分析中，无论在曲轴链轮上施加多大的转速，它都不是瞬间完成的，而是呈现一定的时间函数变化，如下图所示。

曲轴链轮驱动函数曲线图

从图中可以看出，曲轴链轮驱动函数的表达式为t表示的各项数值，该表达式的含义是驱动加载的总时间为t，在时间t0时，曲轴链轮的转速为x0，在时间t1时，曲轴链轮达到稳定转速x1。

从曲轴链轮驱动函数曲线图中可以看出曲轴链轮的转速从零到指定转速需要一定的时间， 即加速阶段，在这段时间内的系统动力学特性不予考虑，只分析系统在转速稳定的情况下各个动态特性参数。

为了保证整个仿真实验数据的真实可靠，通常选择提取系统稳定运转两个周期以上的数据来进行分析计算，这样才能够保证数据的精准性和反映真实情况。

曲轴链轮模态分析

需要注意的是，发动机正时齿形链传动系统在正常工作运转时，曲轴链轮和进气、排气凸轮轴链轮的转动速度都是比较高的，其工作状态与涡轮叶片的工作状态比较相似，高速转动时都会产生比较大的离心力，进而影响到系统结构的固有模态属性。

而链轮在恒定的离心力作用下会产生相应的应力，进而影响链轮结构的固有频率，因此有必要对曲轴链轮进行有预应力的模态分析，然后根据分析结果判断是否满足设计的要求，一般流程如下图所示。

模态分析流程图

从流程图中可以看出，此前设定曲轴链轮的材料属性为40Cr，我们团队将此前建立的曲轴链轮模型，导入到静力分析模块中的Geometry，然后对曲轴链轮进行四面体网格划分。

曲轴链轮的网格划分

在对曲轴链轮进行静力分析时，我们团队额外考虑了齿轮自身的转动速度，对链轮施加了顺时针的转动速度，其转速为209.54rad/s，对链轮内侧轴孔面施加了圆柱面约束，限制其径向和轴向的自由度。

在施加完边界条件和约束之后进行静力学分析，结果如下图所示。

曲轴链轮变形云图和应力云图

从这个结果可以看出，曲轴链轮在离心力的作用下产生的最大变形为0.16651mm，产生的最大应力为0.09337Mpa，应力最大处位于链轮的内侧轴孔位置，所以在后期设计中注意倒角细节。

在静力分析的基础上，对曲轴链轮进行模态分析，也即有预应力的模态分析，最终分析的结果如下图所示。

曲轴链轮前六阶模态振型

图中表示的是曲轴链轮的前六阶模态振型以及所对应的固有频率，从图中可以看出一阶模态振型和二阶模态振型都表现为以直径为对称轴的弯曲，两者的固有频率皆为15141Hz。

其中三阶模态振型是以链轮中心为轴线的单向弯曲，其对应的固有频率为15464Hz，四阶模态振型和五阶模态振型都表现为四边形扭曲，对应的固有频率为16562Hz和16564Hz。

而六阶模态振型表现为六边形扭曲，对应的固有频率为23296Hz，随着模态分析阶数不断增加，曲轴链轮的变形程度也越来越复杂，从简单的对称弯曲到四边形、六边形扭曲。

凸轮轴链轮模态分析

由于曲轴链轮与进气、排气凸轮轴链轮的齿数并不相同，而且凸轮轴链轮所施加的边界条件也与曲轴链轮有所不同，所以我们团队接下来以进气凸轮轴链轮为例，对凸轮轴链轮进行模态分析。

凸轮轴链轮的模态分析流程与曲轴链轮相似，主要区别是凸轮轴链轮施加了一个与曲轴链轮转速方向相反的负载扭矩，使其周向自由，最终分析的结果如下图所示。

进气凸轮轴链轮变形云图和应力云图

从上图中的结果可以看出，进气凸轮轴链轮在高速转动下产生的最大位移为0.00018mm，产生的最大应力为1.3902Mpa，出现应力最大的位置与曲轴链轮一样是在凸轮轴链轮内侧的轴孔位置。

在静力分析的基础上，我们团队对进气凸轮轴链轮进行有预应力的模态分析，最终的结果如下图所示。

进气凸轮轴链轮前六阶模态振型

图上显示的是进气凸轮轴链轮的前六阶模态振型以及所对应的固有频率，从图中可以看出，进气凸轮轴链轮的一阶模态振型与曲轴链轮的一阶模态振型不同，表现为以直径为对称轴的双向弯曲，所对应的固有频率为3504.5Hz。

其中二阶和三阶模态振型都是以直径为对称轴的单向弯曲，其固有频率分别为3506.5Hz和 3509.8Hz，四阶模态振型和五阶模态振型与曲轴链轮一样都是四边形扭曲，对应的固有频率分别为4057.7Hz和4060.00Hz。

进气凸轮轴链轮的六阶模态振型同样是六边形扭曲，固有频率为6043.8Hz，对比两个结构的分析结果可以得出结论，曲轴链轮以及进气凸轮轴链轮的前六阶模态振型变化大致一样，都包含有弯曲、扭曲等变形。

正时齿形链系统整体模态分析

在对正时齿形链系统中的特殊结构进行分析之后，还需要对整体进行模态分析，与曲轴链轮、进气凸轮轴链轮模态分析一样。

我们团队先对正时齿形链系统整体添加接触设置，四面体网格划分完成之后进行边界条件以及约束的施加，最后在静力分析的基础上进行有预应力的模态分析，充分考虑预应力对系统的影响，最终分析的应力云图如下图所示。

正时齿形链传动系统应力云图

从静力分析结果可以看出，系统整体的应力值比较小，远远低于材料所允许的最大应力值。

这是因为正时齿形链传动系统的应力主要集中在系统的紧边，以及松边链板的裆部，出现在紧边是由于系统的紧边一侧安装有固定导轨，对整个链条的运转起着导向和减振的作用。

在链板与导轨接触时产生应力，出现在松边链板的裆部是因为张紧导轨在对链条张紧时，导致链板与销轴之间的接触应力变大，从下图中可以看出，整个系统中应力最大值为58.629Mpa，远远小于链板的屈服强度1127MPa，完全符合材料的强度要求。

由于正时齿形链在传动过程中载荷频率较低，高阶模态不易被激发，因此模态分析一般只对低阶模态进行讨论研究，我们团队在静力分析的基础之上对整个系统进行有预应力的模态分析，如下图所示。

正时齿形链传动系统前20阶固有频率

对正时齿形链系统进行动力学分析之后，另外还需要对该系统进行声学方面的分析，在声学仿真软件Virtual.Lab Acoustics中，声辐射仿真模型的计算一般包含有声场的分布计算、场点计算以及场点上声压频率响应函数的计算。

我们团队决定用该软件，对正时齿形链系统声学仿真模型，进行场点的计算以及声压频率响应函数的计算。

正时齿形链声学边界元网格

最后通过对计算结果的分析，来探究正时齿形链传动系统噪声和频率的分布情况，并将噪声频率的具体分布情况，与之前的振动结果进行对比，判断计算结果是否符合实际情况。

需要说明的是，在对场点的计算过程中，要充分考虑整个系统的模态分析结果以及谐响应分析结果，由于整个系统的前六阶固有频率范围为64.307Hz-760.43Hz，所以在进行声辐射的声场分布计算时将频率范围设置为 1-800Hz。

正时齿形链系统声学仿真结果分析

其次，场点选择的是球型场点网格中正时齿形链左上位置、右上位置、左下位置以及右下位置四个场点，通过这四个场点的计算，得到正时齿形链系统在空间中各个方向上的声压频率响应函数曲线，如下图所示。

场点声压频率相应函数曲线

根据上图声压频率响应函数曲线图可以看出，所选的四个场点都在频率720Hz左右出现了声压峰值，说明此频率下正时齿形链系统更容易产生共振现象，与之前振动分析结果基本一致。

对此我们团队提取了频率720Hz的声压分布云图，来探究该频率下正时齿形链系统的声压分布情况，720Hz下的场点声压分布云图如下图所示。

720Hz下场点的声压分布云图

从声压分布云图可以看出，声压主要分布在球型场点网格的左下位置、左上位置、右上位置以及右下位置，其中左下位置的声压云图颜色最深，即此处的声压值最大，其他位置的声压值都明显的小于这几处。

通过正时齿形链系统的声辐射仿真分析可以看出，正时齿形链传动系统的噪声主要是由链板与张紧导轨、固定导轨的接触以及链板与链轮的啮合冲击引起的。

正时齿形链传动系统前六阶模态振型

这和此前我们团队对正时齿形链系统的振动特性研究结果相吻合，足以说明所设计的正时齿形链系统具有较好的噪声特性，也再一次证明我们团队对正时齿形链传动系统改动的合理性。

结语

我们团队对汽油发动机正时齿形链系统振动噪声特性研究，致力于解决汽油发动机正时齿形链系统振动噪声对发动机性能和乘坐舒适性的影响。

正时齿形链传动系统声辐射仿真分析流程

通过优化正时链条、齿轮传动和张紧器等关键部件的设计和控制策略，可以降低振动噪声水平，提高发动机的工作效率。

最后我们团队对于改进后的正时齿形链系统进行了相关数据的测试，采用实验测试和数值模拟相结合的方法，验证了振动噪声特性的准确性，这足以说明此次对正时齿形链传动系统改动的合理性。