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摘 要：针对某轿车发动机系统的开发需求，在发动机轮系计算机辅助模拟设计的基础上，确定发动机皮带系统中张紧轮和惰轮的综合受力等明确要求，建立张紧轮力学分析模型，根据力学表达式调整相应结构参数，达到提高产品可靠性，延长使用寿命的目标。
关键词：张紧轮;皮带系统;结构优化
0 引言
汽车发动机广泛使用带传动驱动发电机、空调压缩机、风扇等发动机附件，连需要和曲轴保持严格相位关系的凸轮轴也采用皮带传动。皮带传动具有传动比大、使用寿命长、传动平稳及成本低等优点，因此，国内外汽车发动机较多采用皮带系统传递发动机动力，而皮带系统中张紧轮、惰轮属于轿车发动机配套的相关产品，是发动机重要的精密零部件，张紧轮、惰轮的可靠性和使用寿命直接影响着汽车行驶的安全性和可靠性。
1 皮带轮系设计一般原则
汽车皮带系统传递系统动力，目前发动机附件系统中使用最多的是PK型多楔带，发动机正时系统中大部分使用同步齿形带。故在带传动系统中通常考虑的一般原则有：
（1）皮带张紧力一般不小于300 N。
（2）皮带振动小于皮带跨度的5%。
（3）各附件轮的包角一般不小于推荐使用包角（表1）。
（4）带轮中心距和带轮跨度一般符合以下约束要求：
0.7（de1+de2） 式中：de1为带轮1的有效直径;de2为带轮2的有效直径;a0为带轮中心距。
2 某轮系设计与计算
某汽车发动机附件系统轮系布置设计，根据客户提供的发动机数模数据（图1），整体考虑计算评估轮系中各个附件轮的要求和相对位置关系，确定轮系平面布局图。同时，结合确定的轮系布局图和各个附件轮传递的功率要求等数据，使用计算机辅助SIMDRIVE软件，模拟整改皮带系统的动态仿真数据，如皮带振动、系统打滑、功率损失、皮带力和各个附件轮的综合受力等信息。轮系系统计算匹配后，得出轮系位置布局信息（表2），轮系包角数据信息（表3），轮系跨度、弧长数据信息（表4），各个附件轮的综合受力情况信息（图2）。
3 张紧轮力学分析
3.1 偏心张紧轮结构信息
张紧轮为皮带系统提供持续稳定的皮带张力，确保发动机系统功率有效传递和各附件正常工作。SIMDRIVE系统设计软件的计算结果为张紧轮设计的输入条件，如带轮的受力、张紧臂长、转速等设计依据。张紧轮依靠一定臂长或偏心来弥补皮带运行过程中因为抖动或老化引起的伸长。故本文以偏心张紧器的结构为模型，具体分析其受力和结构优化。
由某款自动张紧轮的结构示意图（图3）可见，此张紧装置主要由张紧惰轮、扭转弹簧、垫圈、偏心销、底盘、轮毂、衬套、偏心轴套和球轴承等部分组成。其中，衬套与轴套紧密结合在一起，与偏心销之间构成摩擦副，衬套与偏心销端面组成摩擦副;张紧惰轮通过球轴承装在轮毂上，而扭转弹簧两端引脚分别固定在偏心轴套和底盘上。
3.2 结构力学模型分析
简化张紧轮在主平面上的结构参数，如图4所示，图中A点为扭簧工作臂安装在偏心轮上的位置，θA为弹簧安装角（相对于偏心连线）;r1为芯轴半径;r2为扭簧半径;e为扭簧和芯轴偏心距。
取偏心轮为研究对象，偏心轮受到4个力的作用，如图5所示。
假设皮带接触点位于标准位置时偏心连线的垂线上，θ为偏离标准位置的转角，？准为芯轴的接触角，建立偏心轮的静力平衡方程：
N sin（？准+θ）+fN cos（？准+θ）-Fs cos（θ+θA）-Ft=0，N cos（？准+θ）-fN sin（？准+θ）+Fs sin（θ+θA）=0，Fsr2+fNr1-Ftecos θ=0（2）
解得接触角：
式中：δ为摩擦角，tan δ=f（f为摩擦系数）;φ=
φ0为无摩擦时的接触角（即摩擦系数f为0时的接触角）：
销轴的正压力：
张紧力：
图6是根据设计图纸尺寸要求（θA=64°）、取f=0.1，按式（4）和式（5）计算的张紧力、销轴压力及接触位置关于摆角的曲线。
从计算结果分析可以看出：轴套的正向压力比较大，接触应力峰值可能会高达100 MPa。
3.3 3D刚体静力分析
偏心轮受的各种力不是作用在同一个平面上，平面受力分析不能全面反映受力状况。仍以偏心轮为研究对象，建立如图7所示的坐标系O-xyz。在该坐标系中，销孔的轴线和z轴重合，扭簧工作臂起点A位于xOy面;当張紧轮处于标准位置时，皮带轮中心轴在zOx平面上。假设皮带的作用力Ft位于带轮中点D，Ft始终在yOz平面内，指向-y方向。销轴和销孔两端边缘两点C1、C2接触，正压力分别为N1和N2，摩擦系数为f。C1、C2相位由？准1和？准2表示。
由于静力平衡得方程组：
式中：φ1=？准1±δ，φ2=？准2±δ，δ=arctan f（加载时取正号，卸载时取负号）。
取N1、N2、？准1、？准2和Ft为未知数，这是一个五元非线性方程组。
在工作位置（θ=0），取摩擦系数f=0.1，zC1=19.4 mm，zC2=-6.85 mm，zD=12.8 mm，求解式（7）方程组，得：？准1=98.11°，销孔上下端的压力比N1/N2=2.47，表明样品张紧轮的销孔和销轴的载荷存在比较严重的偏载。
4 张紧轮结构优化
受力稳定可靠性、刚度和阻尼比是张紧轮三项重要的力学性能指标。根据张紧轮结构受力分析结果，可以调整相关张紧轮设计参数，达到优化张紧轮结构的目的。本节讨论如何通过张紧轮的参数设计使其满足力学性能指标。
4.1 降低销轴上载荷的大小
在图5中，销轴的反力是弹簧力和张紧力的合力。合理布置弹簧的作用点A可以降低销轴的载荷。在现有的设计θA=64°中，在张紧轮的工作摆角内，销轴反力和弹力之比、销轴反力和张紧力之比分别达到=1.02。
当θA=142°时，达到最小，最小值为8.57;当θA=180°时，达到最大，最大值为1.18。所以，如果θA取在142°～180°，可以降低20%的载荷。
4.2 提高销轴上载荷分布的均匀性
调整轴套的长度和轴向位置，可以使载荷均匀分布，有效减小接触应力，延长使用寿命。对现有产品进行优化设计，预期可以降低最大接触应力一半以上。
5 结语
本文通过梳理归纳发动机皮带系统设计开发的一般设计原则，利用SIMDRIVE轮系模拟设计软件，对某款发动机系统进行匹配计算，确定张紧轮和惰轮在系统中的综合受力情况。简化建立张紧轮的受力力学模型，提出一个张紧轮结构优化的方法思路，对类似张紧轮的结构优化设计具有一定指导意义，通过优化设计可进一步提高产品的可靠性和稳定性，提高产品的市场竞争力。
[参考文献]
[1] 朱秀花，郑国世，王勇，等.6BTAA发动机前端轮系设计开发[J].内燃机与配件，2012（8）：9-12.
[2] 杨巍，彭伟伟.发动机前端轮系设计[J].科技创新导报，2011（32）：119-120.
[3] 刘红宇.汽车发动机张紧轮的应用与设计[J].轴承，2008（11）：5-8.
[4] 吴昕.多楔带轮系的布置、计算和寿命分析[J].汽车技术，1997（2）：5-11.
[5] 劳耀新，侯之超，吕振华.发动机前端附件带传动系统频率灵敏度分析[J].汽车工程，2006，28（5）：477-481.
收稿日期：2021-04-19
作者简介：田力（1981—），男，陕西汉中人，高级工程师，研究方向：发动机动力系统、汽车轴承。
关键词：张紧轮;皮带系统;结构优化
0 引言
汽车发动机广泛使用带传动驱动发电机、空调压缩机、风扇等发动机附件，连需要和曲轴保持严格相位关系的凸轮轴也采用皮带传动。皮带传动具有传动比大、使用寿命长、传动平稳及成本低等优点，因此，国内外汽车发动机较多采用皮带系统传递发动机动力，而皮带系统中张紧轮、惰轮属于轿车发动机配套的相关产品，是发动机重要的精密零部件，张紧轮、惰轮的可靠性和使用寿命直接影响着汽车行驶的安全性和可靠性。
1 皮带轮系设计一般原则
汽车皮带系统传递系统动力，目前发动机附件系统中使用最多的是PK型多楔带，发动机正时系统中大部分使用同步齿形带。故在带传动系统中通常考虑的一般原则有：
（1）皮带张紧力一般不小于300 N。
（2）皮带振动小于皮带跨度的5%。
（3）各附件轮的包角一般不小于推荐使用包角（表1）。
（4）带轮中心距和带轮跨度一般符合以下约束要求：
0.7（de1+de2）
2 某轮系设计与计算
某汽车发动机附件系统轮系布置设计，根据客户提供的发动机数模数据（图1），整体考虑计算评估轮系中各个附件轮的要求和相对位置关系，确定轮系平面布局图。同时，结合确定的轮系布局图和各个附件轮传递的功率要求等数据，使用计算机辅助SIMDRIVE软件，模拟整改皮带系统的动态仿真数据，如皮带振动、系统打滑、功率损失、皮带力和各个附件轮的综合受力等信息。轮系系统计算匹配后，得出轮系位置布局信息（表2），轮系包角数据信息（表3），轮系跨度、弧长数据信息（表4），各个附件轮的综合受力情况信息（图2）。
3 张紧轮力学分析
3.1 偏心张紧轮结构信息
张紧轮为皮带系统提供持续稳定的皮带张力，确保发动机系统功率有效传递和各附件正常工作。SIMDRIVE系统设计软件的计算结果为张紧轮设计的输入条件，如带轮的受力、张紧臂长、转速等设计依据。张紧轮依靠一定臂长或偏心来弥补皮带运行过程中因为抖动或老化引起的伸长。故本文以偏心张紧器的结构为模型，具体分析其受力和结构优化。
由某款自动张紧轮的结构示意图（图3）可见，此张紧装置主要由张紧惰轮、扭转弹簧、垫圈、偏心销、底盘、轮毂、衬套、偏心轴套和球轴承等部分组成。其中，衬套与轴套紧密结合在一起，与偏心销之间构成摩擦副，衬套与偏心销端面组成摩擦副;张紧惰轮通过球轴承装在轮毂上，而扭转弹簧两端引脚分别固定在偏心轴套和底盘上。
3.2 结构力学模型分析
简化张紧轮在主平面上的结构参数，如图4所示，图中A点为扭簧工作臂安装在偏心轮上的位置，θA为弹簧安装角（相对于偏心连线）;r1为芯轴半径;r2为扭簧半径;e为扭簧和芯轴偏心距。
取偏心轮为研究对象，偏心轮受到4个力的作用，如图5所示。
假设皮带接触点位于标准位置时偏心连线的垂线上，θ为偏离标准位置的转角，？准为芯轴的接触角，建立偏心轮的静力平衡方程：
N sin（？准+θ）+fN cos（？准+θ）-Fs cos（θ+θA）-Ft=0，N cos（？准+θ）-fN sin（？准+θ）+Fs sin（θ+θA）=0，Fsr2+fNr1-Ftecos θ=0（2）
解得接触角：
式中：δ为摩擦角，tan δ=f（f为摩擦系数）;φ=
φ0为无摩擦时的接触角（即摩擦系数f为0时的接触角）：
销轴的正压力：
张紧力：
图6是根据设计图纸尺寸要求（θA=64°）、取f=0.1，按式（4）和式（5）计算的张紧力、销轴压力及接触位置关于摆角的曲线。
从计算结果分析可以看出：轴套的正向压力比较大，接触应力峰值可能会高达100 MPa。
3.3 3D刚体静力分析
偏心轮受的各种力不是作用在同一个平面上，平面受力分析不能全面反映受力状况。仍以偏心轮为研究对象，建立如图7所示的坐标系O-xyz。在该坐标系中，销孔的轴线和z轴重合，扭簧工作臂起点A位于xOy面;当張紧轮处于标准位置时，皮带轮中心轴在zOx平面上。假设皮带的作用力Ft位于带轮中点D，Ft始终在yOz平面内，指向-y方向。销轴和销孔两端边缘两点C1、C2接触，正压力分别为N1和N2，摩擦系数为f。C1、C2相位由？准1和？准2表示。
由于静力平衡得方程组：
式中：φ1=？准1±δ，φ2=？准2±δ，δ=arctan f（加载时取正号，卸载时取负号）。
取N1、N2、？准1、？准2和Ft为未知数，这是一个五元非线性方程组。
在工作位置（θ=0），取摩擦系数f=0.1，zC1=19.4 mm，zC2=-6.85 mm，zD=12.8 mm，求解式（7）方程组，得：？准1=98.11°，销孔上下端的压力比N1/N2=2.47，表明样品张紧轮的销孔和销轴的载荷存在比较严重的偏载。
4 张紧轮结构优化
受力稳定可靠性、刚度和阻尼比是张紧轮三项重要的力学性能指标。根据张紧轮结构受力分析结果，可以调整相关张紧轮设计参数，达到优化张紧轮结构的目的。本节讨论如何通过张紧轮的参数设计使其满足力学性能指标。
4.1 降低销轴上载荷的大小
在图5中，销轴的反力是弹簧力和张紧力的合力。合理布置弹簧的作用点A可以降低销轴的载荷。在现有的设计θA=64°中，在张紧轮的工作摆角内，销轴反力和弹力之比、销轴反力和张紧力之比分别达到=1.02。
当θA=142°时，达到最小，最小值为8.57;当θA=180°时，达到最大，最大值为1.18。所以，如果θA取在142°～180°，可以降低20%的载荷。
4.2 提高销轴上载荷分布的均匀性
调整轴套的长度和轴向位置，可以使载荷均匀分布，有效减小接触应力，延长使用寿命。对现有产品进行优化设计，预期可以降低最大接触应力一半以上。
5 结语
本文通过梳理归纳发动机皮带系统设计开发的一般设计原则，利用SIMDRIVE轮系模拟设计软件，对某款发动机系统进行匹配计算，确定张紧轮和惰轮在系统中的综合受力情况。简化建立张紧轮的受力力学模型，提出一个张紧轮结构优化的方法思路，对类似张紧轮的结构优化设计具有一定指导意义，通过优化设计可进一步提高产品的可靠性和稳定性，提高产品的市场竞争力。
[参考文献]
[1] 朱秀花，郑国世，王勇，等.6BTAA发动机前端轮系设计开发[J].内燃机与配件，2012（8）：9-12.
[2] 杨巍，彭伟伟.发动机前端轮系设计[J].科技创新导报，2011（32）：119-120.
[3] 刘红宇.汽车发动机张紧轮的应用与设计[J].轴承，2008（11）：5-8.
[4] 吴昕.多楔带轮系的布置、计算和寿命分析[J].汽车技术，1997（2）：5-11.
[5] 劳耀新，侯之超，吕振华.发动机前端附件带传动系统频率灵敏度分析[J].汽车工程，2006，28（5）：477-481.
收稿日期：2021-04-19
作者简介：田力（1981—），男，陕西汉中人，高级工程师，研究方向：发动机动力系统、汽车轴承。