基于剛?cè)狁詈系钠嘨帶動力學(xué)仿真分析

張學(xué)忱，于雪蓮，史堯臣,2

(1. 長春理工大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，長春 130022；2. 長春大學(xué) 機(jī)械與車輛工程學(xué)院，長春 130022)

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基于剛?cè)狁詈系钠嘨帶動力學(xué)仿真分析

張學(xué)忱1，于雪蓮1，史堯臣1,2

(1. 長春理工大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，長春 130022；2. 長春大學(xué) 機(jī)械與車輛工程學(xué)院，長春 130022)

摘要：汽車V帶由于具有結(jié)構(gòu)簡單，不需要潤滑等優(yōu)點，經(jīng)常用于重型車輛的輔助傳動系統(tǒng)中。本文針對AV10兩輪傳動系統(tǒng)，利用RecurDyn軟件建立了V帶與帶輪的剛?cè)狁詈戏抡婺Ｐ停ㄟ^動力學(xué)仿真分析得到了帶傳動過程中的載荷分布規(guī)律和帶緊邊中點振動曲線，并系統(tǒng)研究了帶傳動過程中張緊力和主動輪轉(zhuǎn)速對V帶傳動平穩(wěn)性的影響規(guī)律，為汽車V帶的傳動性能分析提供了一種數(shù)字化仿真分析方法。

關(guān)鍵詞：汽車V帶；載荷分布；橫向振動；傳動平穩(wěn)性

0引言

汽車V帶通過帶的兩側(cè)面與帶輪輪槽之間的摩擦力來傳遞運動和動力，由于汽車V帶結(jié)構(gòu)簡單，使用方便，不需要潤滑，而且承載能力大、傳動效率高[1]，所以廣泛應(yīng)用于重卡等汽車發(fā)動機(jī)輔助傳動系統(tǒng)中，一般采用兩輪或三輪傳動形式，通過調(diào)節(jié)兩輪或三輪中心距將張緊力施加到汽車V帶上，因此汽車V帶傳動過程中主要為帶的兩個側(cè)面受力，帶背在傳動過程中一般只承受較小的彎曲應(yīng)力，由于汽車V帶傳動過程中的振動影響帶輪上的包角大小和帶傳動的承載能力，當(dāng)振幅過大時V帶的兩側(cè)面和帶輪輪槽的側(cè)面產(chǎn)生相對滑動導(dǎo)致帶兩側(cè)面磨損，從而影響帶的使用壽命。

隨著汽車發(fā)動機(jī)使用壽命和傳動平穩(wěn)性要求的不斷提高，對汽車V帶的傳動性能要求也越來越高。因此國內(nèi)外學(xué)者進(jìn)行了一系列的研究。2005年Y.Shen和K.Chandrashekhara通過建立三維有限元模型分析了V帶與帶輪的接觸機(jī)理，并利用ABAQUS軟件分析了V帶與帶輪溝槽楔角對V帶楔面上接觸應(yīng)力分布的影響規(guī)律[2]。2009年哈爾濱理工大學(xué)的李娜、郝廣平等針對V帶傳動過程中的摩擦載荷分布，通過對主、從帶輪進(jìn)行受力分析，修正了V帶傳動用當(dāng)量摩擦系數(shù)的計算方法，建立了V帶當(dāng)量摩擦系數(shù)的計算公式，為V帶傳動過程中摩擦力分布計算提供了理論依據(jù)[3]。2012年重慶大學(xué)的曹俊衛(wèi)等針對無極變速器用V帶，利用LS-DYNA進(jìn)行了V帶的瞬態(tài)有限元仿真，研究了軸向力和帶的彈性模量對帶傳動過程中橫向振動的影響規(guī)律，提出增加軸向力和提高線繩的彈性模量能夠降低帶的橫向振動[4]。

本文針對汽車發(fā)動機(jī)常用的AV10帶研究張緊力和主動輪轉(zhuǎn)速對V帶橫向振動的影響規(guī)律為汽車V帶傳動動力學(xué)分析提供一種仿真分析方法。

1汽車V帶傳動系統(tǒng)剛?cè)狁詈夏Ｐ偷慕?/p>

1.1帶和帶輪三維模型的建立

本文針對節(jié)線長為950mm的單根AV10帶和有效直徑為95.49mm的帶輪進(jìn)行研究，根據(jù)國家標(biāo)準(zhǔn)GB/T13405-92選取帶輪有效直徑95.49mm，帶長950mm，利用CATIA三維軟件建立了兩輪傳動系統(tǒng)的三維模型。

圖1　網(wǎng)格劃分后的V帶

1.2基于Hypermesh汽車V帶網(wǎng)格劃分

為了進(jìn)行汽車V帶傳動剛?cè)狁詈戏抡娣治觯枰獙ζ嘨帶進(jìn)行網(wǎng)格劃分，在Hypermesh軟件中導(dǎo)入V帶的三維模型，采用四面體網(wǎng)格進(jìn)行網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格劃分后的汽車V帶由29143個節(jié)點和34296個單元組成，如圖1所示。

1.3剛?cè)狁詈戏抡婺Ｐ偷慕?/p>

將網(wǎng)格劃分后的V帶與帶輪模型導(dǎo)入剛?cè)狁詈隙囿w動力學(xué)仿真軟件Recurdyn中，定義帶和帶輪的材料屬性，設(shè)置AV10帶密度為1.11×103kg/m3，彈性模量為2025Mpa，泊松比為0.48，主、從動輪材料為45鋼。施加主、從動帶輪的轉(zhuǎn)動副和帶與帶輪間的剛?cè)峤佑|副，并設(shè)置主動輪轉(zhuǎn)速為2500r/min，張緊力為600N，從動輪負(fù)載為3000N·mm，主從動輪間中心距為345.25mm，設(shè)置仿真時間為1.0s，仿真步長為200。

2V帶的仿真分析

2.1帶的應(yīng)力仿真分析

圖2　V帶傳動的應(yīng)力云圖

通過仿真分析得到汽車V帶傳動過程中的應(yīng)力仿真云圖如圖2所示。AB段為帶的緊邊區(qū)域，BC段為帶與主動帶輪的接觸區(qū)域，CD段為帶的松邊區(qū)域，DA段為帶與從動帶輪的接觸區(qū)域。

帶在AB段和CD段的受力主要為帶的強(qiáng)力層承受緊邊和松邊拉應(yīng)力。在BC段和DA段，帶與帶輪接觸，帶的兩側(cè)面在張緊力作用下楔緊到帶輪輪槽內(nèi)，通過摩擦力傳遞運動和動力，此時帶的兩側(cè)面承受摩擦應(yīng)力，帶背承受彎曲應(yīng)力。

為了分析汽車V帶傳動過程中帶的載荷分布，分別選取帶背中點處節(jié)點7538和帶側(cè)面中點處節(jié)點7542進(jìn)行研究，兩節(jié)點的位移隨時間變化曲線如圖3所示，應(yīng)力隨時間變化曲線如圖4所示。在AB段，帶所受緊邊拉應(yīng)力主要作用在強(qiáng)力層上，帶背節(jié)點處應(yīng)力最大值為24.509N/mm2，帶側(cè)面節(jié)點處最大值為9.688N/mm2；在BC段，帶背主要承受彎曲應(yīng)力，最大應(yīng)力值為93.521N/mm2，帶側(cè)面主要承受接觸應(yīng)力，最大值為175.971N/mm2；在CD段受力與AB類似，帶背節(jié)點所受最大應(yīng)力值為34.033N/mm2，側(cè)面節(jié)點最大應(yīng)力值為86.59N/mm2；在DA區(qū)域受力情況與BC段相似，帶背所受的最大彎曲應(yīng)力為94.321N/mm2，帶側(cè)面的最大接觸應(yīng)力為174.744N/mm2。通過分析可知，在V帶傳動過程中，最大應(yīng)力出現(xiàn)在帶與主動輪接觸區(qū)。

圖3　節(jié)點的位移曲線

圖4　兩節(jié)點的應(yīng)力曲線

2.2帶的平穩(wěn)性分析

由于汽車V帶傳動過程中最大振幅一般發(fā)生在帶跨度中點位置，為了系統(tǒng)分析主動輪轉(zhuǎn)速和張緊力對橫向振動的影響規(guī)律，所以選取帶緊邊中點為研究對象。

(1)轉(zhuǎn)速對橫向振動影響規(guī)律

設(shè)置張緊力為600N，主動輪轉(zhuǎn)速分別為2000r/min、2500r/min、3000r/min，通過仿真得到帶緊邊上中點處橫向振動位移曲線如圖5所示，當(dāng)主動輪轉(zhuǎn)速為2000r/min時，最大振動位移為0.028mm，頻率為40Hz；當(dāng)主動輪轉(zhuǎn)速為2500r/min時，最大振動位移為0.025mm，頻率為45Hz；當(dāng)主動輪轉(zhuǎn)速為3000r/min時，最大振動位移為0.015mm，頻率50Hz。可以看出，隨著主動輪轉(zhuǎn)速增加，帶橫向振動幅值逐漸減小，橫向振動頻率逐漸增加。

(a)轉(zhuǎn)速對橫向振動位移影響規(guī)律

(b)轉(zhuǎn)速對橫向振動頻率影響規(guī)律

(2)張緊力對橫向振動影響規(guī)律

設(shè)置主動輪轉(zhuǎn)速為2500r/min，V帶張緊力為500N、600N、700N，如圖6所示通過仿真得到張緊力對帶中點處的橫向振動曲線。當(dāng)張緊力為500N時，橫向最大振動位移為0.04mm，頻率為45Hz；當(dāng)張緊力為600N時，橫向最大振動位移為0.028mm，頻率為45Hz；當(dāng)張緊力為700N 時，橫向最大振動位移為0.015mm，頻率為45Hz。可以看出，隨著V帶張緊力的增加，橫向振動幅值逐漸減小，橫向振動頻率基本不變。

(a)張緊力對橫向振動位移影響規(guī)律

(b)張緊力對橫向振動頻率影響規(guī)律

3結(jié)論

(1)基于剛?cè)狁詈戏抡娣治龅玫搅似嘨帶傳動過程中的應(yīng)力分布云圖，直觀地反映了帶傳動過程中的載荷分布。

(2)仿真分析表明張緊力不變，隨主動輪轉(zhuǎn)速增加，帶橫向振動幅值逐漸降低，振動頻率逐漸增加。

(3)仿真分析表明主動輪轉(zhuǎn)速不變，隨主動輪轉(zhuǎn)速增加，帶的橫向振動幅值逐漸減小，橫向振動頻率基本不變。

參考文獻(xiàn)：

[1]陸文龍. 汽車傳動帶發(fā)展與應(yīng)用[J]. 中國橡膠，2010(20):18-21.

[2]Y.Shen,K,Chandrashekhara,W.F.Breig, L.R.Oliver. Finite element analysis of V-ribbed belts using neural network based hyperelastic material model [J]. International Journal of Non-Linear Mechanics, 2005(279):285-308.

[3]李娜，郝廣平．一種V帶傳動當(dāng)量摩擦系數(shù)計算的修正方法[J]．機(jī)械工程師，2009(6):47-52．

[4]曹俊衛(wèi)，曾繁林，秦濤．橡膠V帶式無級變速器皮帶振動特性[J]．重慶大學(xué)學(xué)報，2012(6):42-48.

責(zé)任編輯：程艷艷

Analysis on Dynamic Simulation for V Belt of Automobile Based on Rigid-flexible Coupling

ZHANG Xuechen1，YU Xuelian1，SHI Yaochen1,2

(1. College of Mechatronical Engineering, Changchun University of Science and Technology, Changchun 130022, China；2. College of Machinery and Vehicle Engineering, Changchun University, Changchun 130022, China)

Abstract：Automobile V belt is often used in the auxiliary driving system of heavy vehicles due to its advantages of simple structure and unnecessary lubrication. Aiming at the two-wheel driving system of AV10, a rigid-flexible coupling simulation model of V belt and pulley is established by using RecurDyn software, in which the load distribution law and the vibration curve of the neutral point in the belt are obtained through dynamic simulation analysis, and the influencing factors of tension force and rotation speed on the stability of V belt is discussed, providing a digital simulation method for the transmission property analysis of automotive V belt.

Keywords：automobile AV10 belt; load distribution; lateral vibration; transmission stability

中圖分類號：TH139

文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A

文章編號：1009-3907(2016)04-0001-03

作者簡介：張學(xué)忱(1963-)，女，吉林長春人，教授，博士，主要從事工程圖學(xué)、機(jī)械精密加工技術(shù)研究。

基金項目：吉林省質(zhì)量技術(shù)監(jiān)督局標(biāo)準(zhǔn)化科研專項項目(2015-LY-B-01-L01)

收稿日期：2015-10-28