對正時齒形鏈系統的正時鏈條進行優化，能否減小其造成的噪聲？

文 |阿離言

編輯 |阿離言

序

在汽車工程領域，汽油發動機正時齒形鏈系統，是實現曲軸和凸輪軸之間傳動的重要組成部分，然而正時齒形鏈系統在運行過程中常會產生振動噪聲，影響發動機的性能和舒適性。

為了預防這種情況發生，許多科研工作者對汽油發動機進行了正時齒形鏈系統振動噪聲特性研究，其中汽油發動機正時齒形鏈系統振動噪聲特性研究方面，重點對正時鏈條、齒輪傳動和張緊器等關鍵部件進行分析和優化。

為了達到這個目標需要對鏈條材料特性和幾何形狀的進行研究，改進鏈條的剛度和阻尼特性，以減少鏈條振動和噪聲產生，以降低齒輪之間的摩擦和振動。

那麼究竟該如何對正時鏈條系統進行改進，減小其在運行過程中的震動和噪聲呢？

發動機正時齒形鏈傳動系統設計

正時齒形鏈的系統非常複雜，在發動機中的布置方式可以有很多種，其中較為常見的有單頂置、雙頂置以及V型布置。

經過多種因素的考慮，我們團隊根據發動機提供的位置坐標和空間要求，決定進行雙頂置正時齒形鏈傳動系統的設計，其中主要涉及到鏈板、鏈輪、張緊導軌以及固定導軌等參數設計。

在確定了相關的參數之後，通過三維建模軟件Catia，在齒形鏈嚙合原理的基礎上建立各個 結構部件模型並進行總裝，最後完成整個正時齒形鏈傳動系統的總體設計。

對於發動機正時齒形鏈系統的整體布局，我們團隊提供了其所需要的箱體空間大小以及正時系統的布置位置，主要目的就是在有限的空間內，設計出一種能夠滿足發動機正常工作的最優結構。

畢竟，發動機正時系統的整體布局設計直接影響着發動機的輸出性能，由於發動機類型為2.0L直列四缸發動機，而正時系統布置在發動機的前端，這就需要具體設計一下輸入參數。

正時齒形鏈系統設計輸入參數

從上圖中可以看出，我們團隊所設計的正時系統包括：曲軸鏈輪、進排氣凸輪軸鏈輪、張緊導軌、固定導軌、張緊器以及內外複合嚙合圓銷式齒形鏈。

以曲軸鏈輪的圓心O為坐標原點，在XOY平面內建立正時系統的整體布局，其中進氣、 排氣凸輪軸鏈輪關於Y軸對稱，可以根據兩者的中心距離137mm，以及它們距離曲軸鏈輪的垂直距離292.075mm分別確定彼此的中心點O1和O2。

另外，發動機正時齒形鏈系統中所有的鏈輪都是漸開線齒廓，這是因為漸開線鏈輪能夠有效地降低鏈輪與鏈板的嚙合衝擊，增強系統的穩定性。

所以在鏈輪齒數的選擇上，一般採用的正時系統的曲軸鏈輪的齒數為奇數齒，且正常情況下z≥17，而我們團隊則將曲軸鏈輪的齒數設定為19齒。

另外，由於正時系統的傳動比為2，其所對應的兩個凸輪軸鏈輪的齒數則為38齒，在此系統中，整個鏈板系統採用的是節距為8mm的內外複合嚙合圓銷式齒形鏈，該齒形鏈能夠有效地提升系統的穩定性，降低系統傳動時產生的振動噪聲。

正時齒形鏈系統仿真模型建立

接下來就需要按照之前選定的標準，對系統中各個部分進行仿真模型的建立，以方便我們團隊對此進行動力學分析，測定整個系統的可行性。

其中正時齒形鏈傳動系統動力學仿真分析主要是在動力學仿真軟件RecurDyn中進行，正時齒形鏈動力學仿真分析的一般流程如下圖所示，其中主要包含有正時齒形鏈幾何模型的建立，邊界條件的設定以及仿真結果的輸出分析。

動力學仿真分析流程

在此之前，我們團隊已經對正時齒形鏈傳動系統的各個部件做了詳細介紹，按照這個標準，將正時齒形鏈的幾何裝配模型通過格式的轉換導入到RecurDyn中，模型在導入之前必須保證裝配體不存在干涉碰撞。

這樣就能保證導入的模型僅僅是幾何模型，除此之外，還需要對幾何模型施加相應的運動學約束，驅動約束以及其他初始條件，來形成能夠表達多體系統力學關係的物理模型。

由於我們團隊主要研究正時齒形鏈傳動系統在X-O-Y平面內的動力學特性，因此需要對系統中鏈板與Ground之間施加平面副，銷軸與Ground之間施加平面副，曲軸鏈輪以及凸輪軸鏈輪施加轉動副。

然後根據鏈板與銷軸，鏈板與鏈輪，張緊導軌、固定導軌與鏈板之間的接觸關係，在模型當中，施加相應的接觸副，最終在RecurDyn里建立的正時齒形鏈傳動系統動力學仿真模型如下圖所示。

正時齒形鏈傳動系統動力學仿真模型

從圖中可以看出，在此傳動系統中，曲軸鏈輪的轉動方向為順時針，張緊導軌安裝在左側，固定導軌安裝在右側，根據不同工況的需求，對曲軸鏈輪施加不同的轉動速度來研究系統的動力學特性。

在多體動力學仿真分析中，無論在曲軸鏈輪上施加多大的轉速，它都不是瞬間完成的，而是呈現一定的時間函數變化，如下圖所示。

曲軸鏈輪驅動函數曲線圖

從圖中可以看出，曲軸鏈輪驅動函數的表達式為t表示的各項數值，該表達式的含義是驅動加載的總時間為t，在時間t0時，曲軸鏈輪的轉速為x0，在時間t1時，曲軸鏈輪達到穩定轉速x1。

從曲軸鏈輪驅動函數曲線圖中可以看出曲軸鏈輪的轉速從零到指定轉速需要一定的時間， 即加速階段，在這段時間內的系統動力學特性不予考慮，只分析系統在轉速穩定的情況下各個動態特性參數。

為了保證整個仿真實驗數據的真實可靠，通常選擇提取系統穩定運轉兩個周期以上的數據來進行分析計算，這樣才能夠保證數據的精準性和反映真實情況。

曲軸鏈輪模態分析

需要注意的是，發動機正時齒形鏈傳動系統在正常工作運轉時，曲軸鏈輪和進氣、排氣凸輪軸鏈輪的轉動速度都是比較高的，其工作狀態與渦輪葉片的工作狀態比較相似，高速轉動時都會產生比較大的離心力，進而影響到系統結構的固有模態屬性。

而鏈輪在恆定的離心力作用下會產生相應的應力，進而影響鏈輪結構的固有頻率，因此有必要對曲軸鏈輪進行有預應力的模態分析，然後根據分析結果判斷是否滿足設計的要求，一般流程如下圖所示。

模態分析流程圖

從流程圖中可以看出，此前設定曲軸鏈輪的材料屬性為40Cr，我們團隊將此前建立的曲軸鏈輪模型，導入到靜力分析模塊中的Geometry，然後對曲軸鏈輪進行四面體網格劃分。

曲軸鏈輪的網格劃分

在對曲軸鏈輪進行靜力分析時，我們團隊額外考慮了齒輪自身的轉動速度，對鏈輪施加了順時針的轉動速度，其轉速為209.54rad/s，對鏈輪內側軸孔面施加了圓柱面約束，限制其徑向和軸向的自由度。

在施加完邊界條件和約束之後進行靜力學分析，結果如下圖所示。

曲軸鏈輪變形雲圖和應力雲圖

從這個結果可以看出，曲軸鏈輪在離心力的作用下產生的最大變形為0.16651mm，產生的最大應力為0.09337Mpa，應力最大處位於鏈輪的內側軸孔位置，所以在後期設計中注意倒角細節。

在靜力分析的基礎上，對曲軸鏈輪進行模態分析，也即有預應力的模態分析，最終分析的結果如下圖所示。

曲軸鏈輪前六階模態振型

圖中表示的是曲軸鏈輪的前六階模態振型以及所對應的固有頻率，從圖中可以看出一階模態振型和二階模態振型都表現為以直徑為對稱軸的彎曲，兩者的固有頻率皆為15141Hz。

其中三階模態振型是以鏈輪中心為軸線的單向彎曲，其對應的固有頻率為15464Hz，四階模態振型和五階模態振型都表現為四邊形扭曲，對應的固有頻率為16562Hz和16564Hz。

而六階模態振型表現為六邊形扭曲，對應的固有頻率為23296Hz，隨着模態分析階數不斷增加，曲軸鏈輪的變形程度也越來越複雜，從簡單的對稱彎曲到四邊形、六邊形扭曲。

凸輪軸鏈輪模態分析

由於曲軸鏈輪與進氣、排氣凸輪軸鏈輪的齒數並不相同，而且凸輪軸鏈輪所施加的邊界條件也與曲軸鏈輪有所不同，所以我們團隊接下來以進氣凸輪軸鏈輪為例，對凸輪軸鏈輪進行模態分析。

凸輪軸鏈輪的模態分析流程與曲軸鏈輪相似，主要區別是凸輪軸鏈輪施加了一個與曲軸鏈輪轉速方向相反的負載扭矩，使其周向自由，最終分析的結果如下圖所示。

進氣凸輪軸鏈輪變形雲圖和應力雲圖

從上圖中的結果可以看出，進氣凸輪軸鏈輪在高速轉動下產生的最大位移為0.00018mm，產生的最大應力為1.3902Mpa，出現應力最大的位置與曲軸鏈輪一樣是在凸輪軸鏈輪內側的軸孔位置。

在靜力分析的基礎上，我們團隊對進氣凸輪軸鏈輪進行有預應力的模態分析，最終的結果如下圖所示。

進氣凸輪軸鏈輪前六階模態振型

圖上顯示的是進氣凸輪軸鏈輪的前六階模態振型以及所對應的固有頻率，從圖中可以看出，進氣凸輪軸鏈輪的一階模態振型與曲軸鏈輪的一階模態振型不同，表現為以直徑為對稱軸的雙向彎曲，所對應的固有頻率為3504.5Hz。

其中二階和三階模態振型都是以直徑為對稱軸的單向彎曲，其固有頻率分別為3506.5Hz和 3509.8Hz，四階模態振型和五階模態振型與曲軸鏈輪一樣都是四邊形扭曲，對應的固有頻率分別為4057.7Hz和4060.00Hz。

進氣凸輪軸鏈輪的六階模態振型同樣是六邊形扭曲，固有頻率為6043.8Hz，對比兩個結構的分析結果可以得出結論，曲軸鏈輪以及進氣凸輪軸鏈輪的前六階模態振型變化大致一樣，都包含有彎曲、扭曲等變形。

正時齒形鏈系統整體模態分析

在對正時齒形鏈系統中的特殊結構進行分析之後，還需要對整體進行模態分析，與曲軸鏈輪、進氣凸輪軸鏈輪模態分析一樣。

我們團隊先對正時齒形鏈系統整體添加接觸設置，四面體網格劃分完成之後進行邊界條件以及約束的施加，最後在靜力分析的基礎上進行有預應力的模態分析，充分考慮預應力對系統的影響，最終分析的應力雲圖如下圖所示。

正時齒形鏈傳動系統應力雲圖

從靜力分析結果可以看出，系統整體的應力值比較小，遠遠低於材料所允許的最大應力值。

這是因為正時齒形鏈傳動系統的應力主要集中在系統的緊邊，以及松邊鏈板的襠部，出現在緊邊是由於系統的緊邊一側安裝有固定導軌，對整個鏈條的運轉起着導向和減振的作用。

在鏈板與導軌接觸時產生應力，出現在松邊鏈板的襠部是因為張緊導軌在對鏈條張緊時，導致鏈板與銷軸之間的接觸應力變大，從下圖中可以看出，整個系統中應力最大值為58.629Mpa，遠遠小於鏈板的屈服強度1127MPa，完全符合材料的強度要求。

由於正時齒形鏈在傳動過程中載荷頻率較低，高階模態不易被激發，因此模態分析一般只對低階模態進行討論研究，我們團隊在靜力分析的基礎之上對整個系統進行有預應力的模態分析，如下圖所示。

正時齒形鏈傳動系統前20階固有頻率

對正時齒形鏈系統進行動力學分析之後，另外還需要對該系統進行聲學方面的分析，在聲學仿真軟件Virtual.Lab Acoustics中，聲輻射仿真模型的計算一般包含有聲場的分布計算、場點計算以及場點上聲壓頻率響應函數的計算。

我們團隊決定用該軟件，對正時齒形鏈系統聲學仿真模型，進行場點的計算以及聲壓頻率響應函數的計算。

正時齒形鏈聲學邊界元網格

最後通過對計算結果的分析，來探究正時齒形鏈傳動系統噪聲和頻率的分布情況，並將噪聲頻率的具體分布情況，與之前的振動結果進行對比，判斷計算結果是否符合實際情況。

需要說明的是，在對場點的計算過程中，要充分考慮整個系統的模態分析結果以及諧響應分析結果，由於整個系統的前六階固有頻率範圍為64.307Hz-760.43Hz，所以在進行聲輻射的聲場分布計算時將頻率範圍設置為 1-800Hz。

正時齒形鏈系統聲學仿真結果分析

其次，場點選擇的是球型場點網格中正時齒形鏈左上位置、右上位置、左下位置以及右下位置四個場點，通過這四個場點的計算，得到正時齒形鏈系統在空間中各個方向上的聲壓頻率響應函數曲線，如下圖所示。

場點聲壓頻率相應函數曲線

根據上圖聲壓頻率響應函數曲線圖可以看出，所選的四個場點都在頻率720Hz左右出現了聲壓峰值，說明此頻率下正時齒形鏈系統更容易產生共振現象，與之前振動分析結果基本一致。

對此我們團隊提取了頻率720Hz的聲壓分布雲圖，來探究該頻率下正時齒形鏈系統的聲壓分布情況，720Hz下的場點聲壓分布雲圖如下圖所示。

720Hz下場點的聲壓分布雲圖

從聲壓分布雲圖可以看出，聲壓主要分布在球型場點網格的左下位置、左上位置、右上位置以及右下位置，其中左下位置的聲壓雲圖顏色最深，即此處的聲壓值最大，其他位置的聲壓值都明顯的小於這幾處。

通過正時齒形鏈系統的聲輻射仿真分析可以看出，正時齒形鏈傳動系統的噪聲主要是由鏈板與張緊導軌、固定導軌的接觸以及鏈板與鏈輪的嚙合衝擊引起的。

正時齒形鏈傳動系統前六階模態振型

這和此前我們團隊對正時齒形鏈系統的振動特性研究結果相吻合，足以說明所設計的正時齒形鏈系統具有較好的噪聲特性，也再一次證明我們團隊對正時齒形鏈傳動系統改動的合理性。

結語

我們團隊對汽油發動機正時齒形鏈系統振動噪聲特性研究，致力於解決汽油發動機正時齒形鏈系統振動噪聲對發動機性能和乘坐舒適性的影響。

正時齒形鏈傳動系統聲輻射仿真分析流程

通過優化正時鏈條、齒輪傳動和張緊器等關鍵部件的設計和控制策略，可以降低振動噪聲水平，提高發動機的工作效率。

最後我們團隊對於改進後的正時齒形鏈系統進行了相關數據的測試，採用實驗測試和數值模擬相結合的方法，驗證了振動噪聲特性的準確性，這足以說明此次對正時齒形鏈傳動系統改動的合理性。