Excite Timing Drive 在发动机正时皮带轮系中 NVH 分析应用 彭国民 余波 康黎云
（重庆长安汽车工程研究院，重庆渝北区双凤桥空港大道 589 号，401120） 摘 要：本文应用 AVL Excite Timing Drive 模拟分析某发动机正时皮带轮系，得到皮带
横向振动和动态内力，并对比分析自动张紧轮与固定式张紧轮，考察两者对正时系统 NVH 的影响。 关键词：正时；皮带轮系；NVH 主要软件：AVL Excite Timing Drive 1. 前言
随着我国汽车业的快速发展，汽车的 NVH 性能要求也越来越高。正时系统皮带异响是 发动机噪声问题的组成部分之一， 一方面影响到整车 NVH 性能的实现， 尤其是整车声品质， 另一方面也会成为市场反映的重要质量问题。 某发动机在充分热机后， 发动机加减速过程中， 能听到有明显的随发动机转速而发生变 化的啸叫声， 使用听诊器可明确辨认出声音来自正时轮系。 该发动机采用的是单顶置凸轮轴， 正时为皮带驱动，如图 1；张紧装置采用的是固定式（手动）张紧轮，张紧轮结构如图 2。 图 1 某发动机的正时驱动系统
图 2 张紧轮结构示意图
本文利用 AVL Excite Timing Drive 模拟该发动机正时系统，分析正时轮系的噪声问题， 并对比采用自动张紧轮的正时轮系噪声。
2. 皮带传动噪声特点
CAE 分析之前简单介绍皮带传动噪声。皮带传动噪声主要包括皮带振动噪声、皮带动 态张力作用于轮系的结构噪声、以及皮带与轮齿的啮合冲击噪声[1]。 皮带振动[2]可分为横向振动、轴向振动、扭转振动和侧向振动，皮带振动噪声主要由横
向振动辐射引起。皮带的动态内力和齿啮合力作用于曲轴皮带轮、凸轮轴皮带轮和张紧轮， 引起轮及关联部件振动，辐射噪声，当激励频率与结构固有频率相同时，将加剧噪声。皮带 齿与轮齿啮入和退出时会产生冲击， 啮合过程中齿与齿之间会压缩齿隙间的空气等， 均会产 生噪声。 正时皮带传动过程中带齿与轮齿相啮合， 不可避免的会引起啮合冲击及摩擦， 这种啮合 冲击对皮带是一个周期性的激励，其啮合频率为：
f = z×
n 60
（1）
式中，z 为曲轴皮带轮的齿数；n 为曲轴皮带轮的转速（rpm） 。 这种周期性的激励与皮带横向振动的某一阶固有频率相等时，会产生共振和强烈的噪 声。另外啮合冲击会激起高频的冲击和摩擦噪声。
3. 正时皮带轮系动力学分析建模
准确模拟正时皮带系统十分重要，本次分析详细搭建了正时系统动力学模型，如图 3 所示。
图 3 正时系统动力学分析模型
分析模型包括两大部分：正时轮系和配气机构。其中，搭建配气机构模型是提供正时轮 系各转速下准确的负载条件，配气机构的建模可参照 AVL 帮助文档和相关文献，这里就不 进行赘述了。 正时轮系部分建模也可参照帮助文档， 应特别注意的是曲轴皮带轮处的输入转速， 应当 考虑曲轴转速波动，该转速波动可由 AVL Excite 进行曲轴分析得到，图 4 为 3000rpm 时计 算得到的曲轴前端转速波动；另外发动机工作一段时间后，由于缸体本身的热变形，正时皮 带张力会增大，测试结果显示，发动机正常工作温度（ 80º～90º）时皮带张紧力可以达到 常温时的 3-5 倍，而分析时没有考虑到缸体的变形，处理方法是将模型中皮带预紧张力设置 为常温时皮带张力的 3-5 倍，本文分析中，皮带冷机状态时张紧力为 170N，模型中皮带预 紧张力设为冷机状态时的 4 倍，即 680N。
4 3防水微动开关
转转转转(rad/s)
2 1 0 -1 -2 -3 -4 -5 0 0.005 0.01 0.015 0.02 0.025 0.03 0.035 0.04
时时(s)
图4
3000rpm 时曲轴前端转速波动
图 5 皮带预紧张力设置
模拟分析时考虑整个转速范围， 该发动机设计最高转速为 6000rpm， 为了节约分析时间， 本次分析计算 1000rpm-6000rpm，间隔 500rpm，即总计算 11 个转速工况。
4. 正时皮带轮系分析结果
本次分析的目的是关注正时皮带轮系的噪声问题，根据第 2 节讨论的皮带传动噪声特 点，主要包括 3 个方面的噪声，结合 Timing Drive 的计算结果，对皮带振动噪声和轮系结构 噪声进行评价。 皮带振动噪声主要观察皮带的横向摆动结果， 轮系结构噪声是皮带动态内力 经由张紧轮和皮带轮传递到缸
体和正时罩壳等上引起振动， 从而辐射噪声， 本文对该激励即 皮带动态内力进行分析。 4.1 皮带振动和动态内力结果 曲轴皮带轮、凸轮轴皮带轮和张紧轮将皮带分成三段，如图 6 所示，张紧轮置于皮带松 边，由于松边下半段皮带较短，故关注松边上半段和紧边的中间位置横向振动速度，坎贝尔 结果如图 7 和图 8 所示。 凸轮轴皮带轮煅烧石油焦
松边 张紧轮
紧边
电子屏制作图 7 皮带紧边横向振动速度
曲轴皮带轮
图 6 正时皮带轮系示意图 图 8 皮带松边横向振动速度
磨内喷水该正时轮系曲轴皮带轮的齿数为 20 齿， 根据第 2 节其啮合频率为 20 谐次， 从皮带横向 振动速度结果可以看出，20 谐次振动非常明显，即会引起 20 谐次的啸叫噪声，其中皮带松
边表现更为明显。 皮带动态内力的结果如图 9 和图 10，与皮带振动相似，分别得到紧边和松边的动态内 力坎贝尔图，结果与皮带振动也相似，20 谐次明显。
图 9 皮带紧边动态内力
图 10 皮带松边动态内力
分析结果表明，该正时皮带轮系存在明显的 20 谐次噪声，即前言中提到的能听到有明 显的随发动机转速而发生变化的啸叫声， 控制振动速度和张力啮合频率谐次的幅值， 将会明 显改善正时系统的 NVH 性能。 4.2 皮带振动特性 从皮带振动结果还可以看出，皮带存在共振现象，紧边和松边的共振频率分别约为 120Hz 和 200Hz。皮带的横向振动可用弦振动模拟，通过公式 2 可以计算出皮带横向振动的 固有频率：
⎞ ⎛ ⎟ ⎜ v2 ⎟ 1 ⎜ FT f0 = ⋅ − ⎟ μ 2 ⋅ lT ⎜ FT ⎟ ⎜ ⎜ μ ⎟ ⎠ ⎝
，m 为皮带单位长度质量（kg/m） 。 FT 为皮带恒定张力（N）
（2）
式中，f0 为皮带横向振动固有频率（Hz） ；lT 为皮带跨距（m） ，v 为皮带运动速度（m/s） ， 正时轮系运行过程中皮带的张力是不断变化的，如图 11 是 3000rpm 时皮带紧边和松边 的动态张力， 计算频率时取平均张力， 紧边为 784N， 松边为 748N。 紧边皮带跨距为 308mm， 松边上段跨距为 187mm ，皮带单位长度质量为 0.12kg/m ， 3000rpm 时皮带运动速度为 9.53m/s。
1000
y
900
_
紧紧紧紧 松紧紧紧
force(N)
物理教具制作
800
700
600 0.2 0.22 0.24 0.26 0.28 0.3 0.32 0.34 0.36 0.38 0.4
time(s)
图 11 皮带松边动态内力
牛蒡去皮机计算可得皮带横向振动固有频率，紧边为 129Hz，松边上段为 208Hz，对比皮带横向振 动速度结果（见图 7 和图 8） ，共振是皮带固有频率引起的，当发动机谐次频率与该频率相 同时振动加剧，表现为发动机达到某转速时，皮带横向摆动幅度急剧增大。
5. 自动张紧正时轮系分析
通过分析，该正时系统存在明显的 20 谐次噪声，会给用户很不舒服的感觉，影响整车 声品质。为了降低啮合谐次噪声，拟采用自动张紧轮正时系统，下面进行对比分析计算。 5.1 自动张紧轮原理及分析建模 前面提到采用固定张紧轮，热机状态皮带的预紧张力是冷机时的 3-5 倍，为了补偿由于 缸体热膨胀而引起的皮带张力增大，采用自动张紧轮结构，图 12 是自动张紧轮的原理图。 发动机水温升高时，缸体膨胀，图中 L 会拉长，导致皮带张紧力增大，张紧力增大后， 皮带会推动张紧轮向左移动，从而使皮带的张紧力降低，最后达到平衡。同时，由于自动张 紧轮阻尼 C 的存在，可以降低皮带的横向振动幅度。 本 次 分 析 中 采 用 的 自 动 张 紧 轮 ， 扭 簧 的 设 计 初 始 扭 矩 为 250Nmm ， 扭 簧 刚 度 2.844Nmm/deg，阻尼 1.6Nmms/deg，皮带静态张力为 100N，热态时自动张紧轮能调节皮带 张力，计算取其预紧张力也为 100N。
图 12 自动张紧轮原理图
图 13 自动张紧轮正时系统动力学分析模型
自动张紧与固定张紧轮系的建模相似，配气机构部分完全相同，区别在张紧轮部分（图 13 中圆圈标注部位） ，建模方法可查阅帮助文档。 5.2 自动张紧轮分析结果及对比 分析计算得到采用自动张紧轮后，皮带横向振动速度如图 14 和图 15，皮带动态内力图 16 和图 17。
图 14 皮带紧边横向振动速度
图 15
皮带松边横向振动速度
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