(內(nèi)燃機可靠性國家重點實驗室，山東 濰坊 261061；濰柴動力股份有限公司，山東 濰坊 261061)

0 引言

國內(nèi)外對發(fā)動機前端附件驅動系統(tǒng)(前端輪系)做過大量理論與試驗研究[1-4]。華南理工大學對發(fā)動機前端附件驅動系統(tǒng)的旋轉振動進行了實測與理論計算研究，其中張緊臂擺角的試驗與計算結果吻合較好[5]。但由于多楔帶性能試驗較復雜，以及發(fā)動機激勵一致性等原因，在實際匹配中發(fā)動機前端附件仍存在張緊輪偏磨、皮帶斷裂等問題，因此發(fā)動機前端附件實際應用研究較為必要。本文針對某發(fā)動機前端輪系進行了試驗研究，并應用Simdrive軟件對匹配應用過程中風扇參數(shù)改變等影響因素進行了計算分析。

1 前端輪系布局

某車用發(fā)動機前端輪系包括，驅動輪即曲軸帶輪(CRK)、風扇帶輪(FAN)、惰輪(IDL)、水泵帶輪(WP)、張緊器(TEN)、張緊臂(Lever)及多楔帶，如圖1所示，其安裝位置的具體幾何尺寸和基本參數(shù)見表1。

表1 前端輪系邊界條件及參數(shù)

系統(tǒng)采用非對稱阻尼式自動張緊器，張緊器初始張緊力為33.7 Nm，張緊器扭轉特性曲線如圖2所示。風扇、水泵功耗曲線見圖3。

2 前端輪系試驗研究

2.1 試驗方法

各帶輪轉速通過激光轉速傳感器獲得。光柵盤上有60個黑白相間條碼，傳感器頭與光柵盤傾斜，傾斜角控制在15°內(nèi)，并適當固定。

打滑率可通過皮帶與帶輪的相對速度來描述。由于惰輪無負載，其與皮帶之間基本不存在滑移現(xiàn)象，在本文作為參考帶輪。打滑率可以通過采集得到的惰輪和各帶輪的轉速信號來評價：

ε=(v1-v2)/v1=(πn1D1-πn2D2)/(πn1D1)

=1-(n2/n1)/ (D2/D1)

(1)

式中：ε為打滑率，%；v1、v2分別為參考帶輪、附件帶輪圓周速度，m/s；n1、n2分別為參考帶輪、附件帶輪轉速，r/min；D1、D2分別為參考帶輪和附件帶輪的直徑，mm。

皮帶動態(tài)張緊力可通過載荷傳感器間接測量得到。本文在惰輪安裝了載荷傳感器。由于惰輪結構簡單、拆卸較方便，且不傳遞功率，故其兩側的皮帶張緊力大小可始終認為相等。通過測得的張緊器惰輪上輪轂載荷隨發(fā)動機曲軸轉速變化的關系曲線，然后采用力平行四邊形法則間接測量皮帶張緊力，如圖4 所示。

(2)

式中：H為輪轂載荷，N；T為皮帶張緊力，N；α為帶輪兩側張緊力夾角，(°)。

張緊臂擺角采用旋轉式電位計測量，采樣頻率為 50 kHz。電位計布置在與張緊臂旋轉中心同一軸線的位置上。

2.2 試驗結果與分析

對該發(fā)動機前端輪系的匹配情況進行測試，測試曲軸角振動、帶輪打滑、自動張緊器張緊臂的擺幅等，驗證系統(tǒng)布局方式是否合理。圖5為發(fā)動機負荷30%、60%、100%時的曲軸系3階角位移曲線，可以看出，隨著負荷增加，曲軸角位移相應增大。圖6為發(fā)動機負荷30%、60%、100%時的張緊臂擺角變化情況，可以看出負荷增大時，張緊臂擺角也相應增大。發(fā)動機全負荷時，張緊臂擺角達6.53°，此時發(fā)動機轉速為600 r/min，擺角較大，張緊器有偏磨風險。該發(fā)動機實際使用過程中亦存在張緊輪偏磨問題，驗證了試驗結果的合理性。圖7為附件打滑率情況，其中曲軸帶輪打滑率最大，為1.1%左右。風扇帶輪打滑率<0.5%，打滑風險較小。

3 仿真分析及對比驗證

3.1 模型搭建

在Simdrive 3D軟件中搭建仿真計算模型。計算模型邊界條件為多楔帶性能試驗所獲得的參數(shù)，包括多楔帶縱向剛度、剪切模量、背部剪切模量、徑向剛度、背部剪切剛度、張緊力系數(shù)、背部張緊力系數(shù)、每楔單位長度質量、彎曲剛度等。

定義多楔帶與帶輪間的摩擦系數(shù)。將負荷為100%時的曲軸系3階角位移幅值和相位角通過階次分析作為計算模型的激勵源，并加載附件功率。針對圖1的前端輪系，建立了仿真模型，如圖8所示。

3.2 分析結果及對比分析

通過計算獲得了張緊輪擺角及曲軸帶輪打滑率情況，并與試驗值進行對比，如圖9～10所示。

張緊輪擺角最大值亦發(fā)生在最低轉速600 r/min，最大值為5.5°。隨發(fā)動機轉速增加，擺角逐漸減小最后趨于平穩(wěn)，整體變化趨勢與試驗相同，但計算值小于試驗值。打滑率最大值亦出現(xiàn)在曲軸帶輪處，計算值在低轉速和高轉速時較大，最大值出現(xiàn)在1 800 r/min，打滑率為1.38%，試驗值是1.12%。隨發(fā)動機轉速升高，打滑率逐漸增加。從計算結果及該發(fā)動機實際使用情況可以看出，張緊輪擺角較大、系統(tǒng)無打滑風險。通過比較分析可知，計算模型整體上較合理，誤差主要原因為計算模型輸入?yún)?shù)，如曲軸角位移、張緊器回滯曲線數(shù)據(jù)、皮帶參數(shù)等均需通過測試獲得，而測試結果又受限于試驗條件及累計測試誤差等影響。

4 影響因素分析

根據(jù)前面分析，該發(fā)動機前端輪系布局符合要求。為滿足不同用途對發(fā)動機功率散熱量的需求，需要調(diào)節(jié)風扇風量。通?？赏ㄟ^更換不同的風扇直徑或更換不同的風扇帶輪直徑實現(xiàn)不同的風扇速比，來獲得不同的風量。因此，研究風扇相關因素變化對前端輪系的影響具有實際意義。曲軸扭轉振動對前端輪系也有較大影響，需要分析。

4.1 曲軸扭振

為驗證激勵源——曲軸扭轉振動角位移對系統(tǒng)的影響，對發(fā)動機負載為30%、60%、100%時的曲軸扭轉振動數(shù)據(jù)進行分析，計算激勵源對張緊臂擺角、曲軸帶輪打滑率、曲軸每楔皮帶張緊力的影響，結果如圖11～13所示。

從圖11～13可以看出，發(fā)動機負載較低即曲軸角位移較小時，張緊臂擺角明顯減小，說明發(fā)動機曲軸扭轉振動性能對張緊輪擺角影響較大。為控制張緊輪擺角，需設計合理的發(fā)動機扭轉振動及滾振數(shù)值，這可通過改變曲軸固有頻率、提高阻尼(更換材料)、減小振能(改變發(fā)火順序)、采用減振器等措施來實現(xiàn)，具體措施需要通過試驗積累確定。

隨負荷增大，每楔皮帶張緊力及曲軸帶輪打滑率都趨于增大。負荷由30%變?yōu)?00%時，每楔皮帶張緊力由232 N增大為271 N，打滑率由0.83%增大為1.4%。

4.2 風扇功率

更換大直徑的大風量風扇，通常風扇功率相應提高，需重新評估輪系各指標?，F(xiàn)對風扇功率分別提高30%、60%進行對比計算分析，計算風扇功率對張緊臂擺角、曲軸帶輪打滑率、曲軸每楔皮帶張緊力的影響，結果如圖14～16所示。

可以看出，風扇功率改變對張緊輪擺角影響較小，風扇功率增加，張緊輪擺角最大值稍有增加，整體擺動變化趨勢基本相同。風扇功率增大對每楔皮帶張緊力和曲軸打滑率影響較大。風扇功率增加60%，每楔皮帶張緊力由271 N增大至347 N，增大了76 N，打滑率由1.4%增大至1.8%。

4.3 風扇轉動慣量

匹配不同廠家風扇、或不同材料的風扇，如鐵質風扇與塑料風扇，在風扇功率相同的情況下，轉動慣量差別較大。本文對風扇轉動慣量分別提高30%、60%進行對比計算分析，計算風扇轉動慣量對張緊臂擺角、曲軸帶輪打滑率、曲軸每楔皮帶張緊力的影響，結果如圖17～19所示。

可以看出，風扇轉動慣量改變對張緊輪擺角影響亦較小，慣量增加，張緊輪擺角為減小趨勢，整體擺動變化趨勢基本相同。風扇慣量增加，每楔皮帶張緊力和打滑率趨于增大，但變化值較小。這說明風扇慣量改變對前端輪系性能指標影響較小，當前端輪系布局相同時，同功率的塑料風扇和鐵質風扇對其性能影響不大。

4.4 風扇速比

受空間限制，當單純增加風扇直徑無法滿足整車熱平衡要求時，亦常采用減小風扇帶輪直徑來增加風扇速比。本文對風扇速比分別提高30%、60%進行對比計算分析，僅考慮速比單因素，忽略帶輪直徑減小導致的慣量改變。計算的風扇速比對張緊臂擺角、曲軸帶輪打滑率、曲軸每楔皮帶張緊力影響的結果如圖20～22所示。

可以看出，風扇速比改變對輪系各性能指標影響均較大。速比增加60%，張緊輪擺角由5.5°增加至6.3°；每楔皮帶張緊力由271 N增加至373 N；曲軸打滑率最大值由1.4%增加至3.24%，各項指標均惡化。其中每楔皮帶張緊力和曲軸打滑率為不可接受范圍。因此，設計匹配過程應盡量避免更改風扇速比。

5 結論

采用實測和計算方法分析了發(fā)動機前端輪系各附件打滑率、張緊臂擺角等動態(tài)數(shù)據(jù)，計算值和實測值吻合較好，驗證了前端輪系計算分析方法的可信性。

用前端輪系計算分析方法分析得到的風扇功率、轉動慣量、速比等參數(shù)變化對發(fā)動機前端輪系性能指標的影響情況，對輪系設計匹配具有參考意義。