王振 李慧軍 由毅

（蓋斯特動力總成技術(shù)（蘇州）有限責(zé)任公司）

汽車電子作為提升汽車性能的高科技產(chǎn)品，被稱為汽車技術(shù)提升的一次革命，多數(shù)汽車部件已經(jīng)實(shí)現(xiàn)了電子化。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)作為汽車的必要組成部件，經(jīng)歷了機(jī)械轉(zhuǎn)向和液壓轉(zhuǎn)向2個階段，電子化將成為今后發(fā)展的必然趨勢。輪系設(shè)計(jì)是否合理將影響各附件的使用性能及可靠性，而且還對整車的舒適性能產(chǎn)生影響，靜音效果好且可靠性高的前端輪系將作為研究重點(diǎn)。文章針對已量產(chǎn)的液壓轉(zhuǎn)向車型，在開發(fā)EPS時，對已搭載的發(fā)動機(jī)前端輪系重新進(jìn)行設(shè)計(jì)。

1 設(shè)計(jì)原則

1.1 發(fā)動機(jī)附件位置的確定

發(fā)動機(jī)前端輪系包括：驅(qū)動皮帶、液壓張緊器、曲軸減振皮帶輪及其他發(fā)動機(jī)附件。發(fā)動機(jī)附件輪系的布置首先受到整車總布置尺寸的限制，有限的發(fā)動機(jī)艙加大了輪系布置的難度。因?yàn)樽饔迷隍?qū)動皮帶上的張力對皮帶壽命影響較大，在條件允許的情況下，將負(fù)荷較大的附件布置于緊挨曲軸的緊邊，避免驅(qū)動皮帶在整個帶長上均承受到較大的張力；負(fù)荷較低的附件和直徑較小的帶輪應(yīng)放在松邊，以減小帶中應(yīng)力水平，提高帶的壽命[1]。

1.2 帶輪包角

帶輪應(yīng)有足夠的包角，若包角偏小可通過調(diào)整帶輪位置或增加惰輪來增加包角，包角經(jīng)驗(yàn)值，如表1所示。

表1 6PK皮帶輪包角推薦值 （°）

1.3 帶輪跨距

帶輪跨距越大驅(qū)動皮帶抖動幅度越大，跨距越小對輪系平面度要求越高，一般經(jīng)驗(yàn)值為：兩輪之間最大跨距＜300 mm，槽輪跨距最小值＞60 mm，平輪跨距最小值＞50 mm。

1.4 帶輪尺寸

確認(rèn)帶輪直徑時，首先，要考慮滿足傳動比的設(shè)計(jì)要求，保證附件正常使用轉(zhuǎn)數(shù)；其次，為了減少驅(qū)動皮帶彎曲應(yīng)力，帶輪直徑應(yīng)足夠大，尤其是背部帶輪；最后，還要考慮緊湊布置的要求。帶輪尺寸推薦值：正面帶輪直徑＞45 mm，背部帶輪直徑＞70 mm。

1.5 張緊力的設(shè)計(jì)

張緊力是輪系的關(guān)鍵參數(shù)之一。若張緊力不足皮帶會打滑并伴隨打滑噪聲，影響附件正常使用及整車舒適性，且皮帶也會因摩擦過熱而縮短使用壽命；過大的張緊力又會增加各附件驅(qū)動輪軸承的徑向載荷，使軸承壽命縮短、附件消耗功率增加。由此可見，過大或過小的預(yù)張力都不利于輪系運(yùn)行，設(shè)計(jì)中需根據(jù)經(jīng)驗(yàn)或計(jì)算給出一個合理范圍。

1.6 共面性

正常運(yùn)行的輪系對共面性要求較高，通常相鄰兩輪中心平面偏差應(yīng)＜0.7°，兩輪角度偏差應(yīng)≤1°。若共面性太差會導(dǎo)致驅(qū)動皮帶偏磨、切入異響等情況。根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，偏差每超過1°，驅(qū)動皮帶的使用周期將縮短20%～30%[2]。為了控制輪系共面性，需要保證附件支架的剛度和安裝精度。

2 設(shè)計(jì)方案

出于成本和開發(fā)周期考慮，新開發(fā)的發(fā)動機(jī)輪系整體布置盡量保持輪系坐標(biāo)不變。以惰輪及惰輪支架代替液壓轉(zhuǎn)向泵，惰輪的具體輪系坐標(biāo)與包角需要重新計(jì)算來確認(rèn)。圖1示出某發(fā)動機(jī)現(xiàn)有輪系圖。

圖1 某發(fā)動機(jī)現(xiàn)有輪系圖

3 計(jì)算輸入

輪系計(jì)算需要輸入發(fā)動機(jī)特性參數(shù)、各附件輪系坐標(biāo)及皮帶和張緊器的參數(shù)。表2示出某發(fā)動機(jī)特征參數(shù)，表3示出此款發(fā)動機(jī)附件輪系坐標(biāo)參數(shù)，表4示出此款發(fā)動機(jī)皮帶和張緊輪參數(shù)。

表2 某發(fā)動機(jī)特征參數(shù)

表3 某發(fā)動機(jī)各附件輪系坐標(biāo) mm

表4 某發(fā)動機(jī)皮帶與張緊器參數(shù)

4 計(jì)算分析

4.1 靜態(tài)計(jì)算

根據(jù)表2～4的輸入?yún)?shù)，使用專業(yè)分析軟件對輪系進(jìn)行靜態(tài)分析。

1）新布置的輪系，如圖2所示。各附件的輪系坐標(biāo)、有效直徑等參數(shù)，如表5所示。

圖2 某發(fā)動機(jī)重新設(shè)計(jì)后輪系圖

表5 某發(fā)動機(jī)皮帶輪系坐標(biāo)

2）驅(qū)動皮帶張緊力曲線平穩(wěn)，如圖3所示。皮帶參數(shù)計(jì)算結(jié)果概要，如表6所示。

圖3 某發(fā)動機(jī)驅(qū)動皮帶張緊力曲線圖

表6 某發(fā)動機(jī)皮帶參數(shù)計(jì)算結(jié)果概要

3）液壓張緊器處于合理工作范圍內(nèi)，如表7所示。

表7 某發(fā)動機(jī)皮帶張緊器工作范圍

4.2 動態(tài)計(jì)算

動態(tài)計(jì)算還需要輸入發(fā)動機(jī)輪系各附件的轉(zhuǎn)動慣量、功率消耗、曲軸扭矩角位移及發(fā)動機(jī)功率扭矩曲線。輪系各附件的轉(zhuǎn)動慣量屬于零件特性，需要單獨(dú)確定，表8示出相關(guān)輪系附件的轉(zhuǎn)動慣量。圖4示出壓縮機(jī)的功耗曲線圖。

表8 某發(fā)動機(jī)輪系各附件的轉(zhuǎn)動慣量 kg·cm2

圖4 壓縮機(jī)功耗曲線

發(fā)動機(jī)上的發(fā)電機(jī)功耗參數(shù)，如表9所示。

表9 某發(fā)電機(jī)功耗參數(shù)

發(fā)動機(jī)水泵功耗曲線，如圖5所示。

圖5 某發(fā)動機(jī)水泵功耗曲線圖

發(fā)動機(jī)曲軸扭振曲線，如圖6所示。

圖6 某發(fā)動機(jī)曲軸扭振角位移圖

發(fā)動機(jī)的扭振曲線，如圖7所示。

圖7 某發(fā)動機(jī)扭矩曲線圖

發(fā)動機(jī)功率曲線，如圖8所示。

圖8 某發(fā)動機(jī)功率曲線圖

使用Simdriver分析軟件對輪系進(jìn)行動態(tài)分析，從動態(tài)分析可以看出以下結(jié)果。

4.2.1 打滑率

除水泵外其余附件打滑率都＜2%，處于合理范圍內(nèi)，且因基礎(chǔ)機(jī)型是量產(chǎn)機(jī)型，水泵處打滑率已經(jīng)被驗(yàn)證沒有問題，所以接受水泵2.3%的打滑率。各附件打滑率，如圖9所示。

圖9 某發(fā)動機(jī)輪系各附件打滑率

4.2.2 驅(qū)動皮帶各段抖動

1）空調(diào)壓縮機(jī)段皮帶單邊抖動最大值為6.7 mm，處于合理范圍內(nèi)。空調(diào)段驅(qū)動皮帶抖動幅度，如圖10所示。

圖10 空調(diào)段驅(qū)動皮帶抖動幅度

2）電機(jī)段驅(qū)動皮帶單邊抖動最大達(dá)到11 mm，雖然位于理論范圍內(nèi)，但應(yīng)確認(rèn)該段皮帶是否與周邊部件有干涉。電機(jī)段驅(qū)動皮帶抖動幅度，如圖11所示。

圖11 電機(jī)段驅(qū)動皮帶抖動幅度

從前端布置圖（圖12）可看出，該段皮帶干涉的最大風(fēng)險(xiǎn)位于右安裝支架，因兩者之間的設(shè)計(jì)間距為11.86 mm＞11 mm，所以接受皮帶電機(jī)段的抖動幅度。

圖12 某發(fā)動機(jī)前端布置示意圖

3）水泵段皮帶抖動幅度滿足設(shè)計(jì)要求，如圖13所示。

圖13 水泵段驅(qū)動皮帶抖動幅度

4.2.3 張緊臂振動情況

張緊臂振動角位移＜3°，情況良好，滿足設(shè)計(jì)要求，如圖14所示。

圖14 張緊臂振動角位移

4.2.4 輪系各附件載荷情況

各附件徑向平均載荷和最大動載荷，如圖15和圖16所示。

圖15 某發(fā)動機(jī)各附件徑向平均動載荷

圖16 某發(fā)動機(jī)各附件徑向最大動載荷

4.3 惰輪選型

按動態(tài)計(jì)算得出的惰輪徑向載荷717N，考慮安全因素，惰輪的當(dāng)量載荷取1000N，再結(jié)合該發(fā)動機(jī)的循環(huán)工況可得惰輪軸承生命周期內(nèi)的平均轉(zhuǎn)速為6378r/min；將以上參數(shù)輸入軸承耐久計(jì)算軟件中，選中某款壽命為6 373 h的惰輪（如圖17）可按此轉(zhuǎn)速以平均50 km/h行駛32萬km，滿足耐久設(shè)計(jì)要求。

圖17 惰輪結(jié)構(gòu)示意圖

4.4 惰輪支架設(shè)計(jì)

通過Proe設(shè)計(jì)軟件，結(jié)合發(fā)動機(jī)氣缸體和正時鏈罩等邊界數(shù)據(jù)設(shè)計(jì)出惰輪支架的3D數(shù)據(jù)，如圖18所示，經(jīng)整車總布置確認(rèn)后進(jìn)行數(shù)據(jù)凍結(jié)。

圖18 惰輪支架三維模型圖

最后還要對惰輪支架進(jìn)行強(qiáng)度分析，ABQUS分析結(jié)果如下。

4.4.1 靜強(qiáng)度

在最大及最小靜力載荷作用下，支架的最大應(yīng)力幅值為53.8 MPa，低于材料的屈服極限140 MPa，滿足靜強(qiáng)度要求，如圖19和圖20所示。

圖19 最大載荷作用下的惰輪支架應(yīng)力分布

圖20 最小載荷作用下的惰輪支架應(yīng)力分布

4.4.2 疲勞強(qiáng)度

由圖21可以看出，最小安全系數(shù)是2.36，出現(xiàn)在左下角的螺栓凸臺根部，但仍滿足設(shè)計(jì)要求。

圖21 惰輪支架安全系數(shù)分布圖

5 結(jié)論

文章介紹了輪系分析軟件對輪系進(jìn)行模擬計(jì)算的過程，合理地確定了輪系坐標(biāo)，通過強(qiáng)度分析軟件計(jì)算確定惰輪支架數(shù)據(jù)，確保惰輪定位準(zhǔn)確、安裝可靠，為后續(xù)同類開發(fā)積累寶貴經(jīng)驗(yàn)。