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        BAS 減振皮帶輪緊固系統(tǒng)的正向開發(fā)

        2020-07-29 10:11:42曹培元袁峰錢鵬
        汽車文摘 2020年8期
        關(guān)鍵詞:皮帶輪鏈輪曲軸

        曹培元 袁峰 錢鵬

        (泛亞汽車技術(shù)中心有限公司,上海 201201)

        主題詞:緊固系統(tǒng) 彎矩分析 滑移試驗 發(fā)動機(jī)前端輪系

        1 前言

        整車排放法規(guī)政策的變化正在促使主機(jī)廠開發(fā)更高效節(jié)能的發(fā)動機(jī),發(fā)動機(jī)的小型化、輕量化及經(jīng)濟(jì)性也是目前的主流技術(shù)發(fā)展方向。在追求更高效率發(fā)動機(jī)的同時,能量的再回收利用也是主要研究方向之一。目前市場上動力回收方案中運用較多的是48 V BAS(Belt Alternator Starter)系統(tǒng),該系統(tǒng)是一種微混動力系統(tǒng),用MGU(Motor Generator Unit,起動機(jī)發(fā)電機(jī)集成單元)代替?zhèn)鹘y(tǒng)的起動電機(jī)和發(fā)電機(jī),對發(fā)動機(jī)的變動小,成本增加少,可使車輛的燃油經(jīng)濟(jì)性提高10%~12%,不但實現(xiàn)了能量回收,同時還具備了加速助力的功能。

        發(fā)動機(jī)附件系統(tǒng)主要由前端皮帶輪驅(qū)動,傳統(tǒng)發(fā)動機(jī)的附件系統(tǒng)只作為負(fù)載,而BAS系統(tǒng)的運用使得發(fā)動機(jī)前端附件系統(tǒng)的工況發(fā)生了變化,從單純的負(fù)載,變成了特定工況下MGU輸出扭矩;皮帶輪系的結(jié)構(gòu)和受力情況也變得更復(fù)雜,因此對該位置的緊固系統(tǒng)提出了新的挑戰(zhàn)[1]。皮帶輪螺栓在發(fā)動機(jī)運行時受到交變的扭轉(zhuǎn)載荷,是發(fā)動機(jī)的關(guān)鍵緊固件,它的失效會導(dǎo)致整個附件系統(tǒng)的失效,甚至影響整車的安全性能[2]。本文針對BAS系統(tǒng)的皮帶輪緊固系統(tǒng),提出了正向開發(fā)流程和方法,將理論計算與驗證試驗相結(jié)合,開發(fā)出可靠的緊固系統(tǒng),結(jié)果顯示仿真與實際情況一致,有較好的前期設(shè)計指導(dǎo)作用。

        2 48 V系統(tǒng)前端附件系統(tǒng)的仿真計算

        發(fā)動機(jī)減振皮帶輪通過螺栓被緊固于曲軸前端,中間穿過正時鏈輪。正時鏈輪是把扭矩從曲軸傳遞到整個正時系統(tǒng)和附件系統(tǒng)的動力傳輸樞紐,同時也是前端緊固系統(tǒng)中接觸面積最小,設(shè)計最薄弱的一環(huán),因此在后續(xù)的緊固設(shè)計校核和CAE分析中,主要分析鏈輪前后結(jié)合面的承載最大扭矩、應(yīng)力分布和相對滑移力矩。

        本文研究的發(fā)動機(jī)前端附件系統(tǒng)布置模型簡化后如圖1所示,附件系統(tǒng)通過皮帶連接于曲軸前端皮帶輪,從左下角曲軸減振皮帶輪開始順時針為張緊器、MGU、張緊器、空調(diào)壓縮機(jī),水泵由于其慣量較小,因此在該模型中不做研究。

        圖1 發(fā)動機(jī)前端附件系統(tǒng)結(jié)構(gòu)示意

        搭載48 V系統(tǒng)的車輛可以實現(xiàn)加速助力、發(fā)動機(jī)起停及能量回收等功能,在不同的模式和瞬時轉(zhuǎn)速波動下,由皮帶輪傳遞到鏈輪上的扭矩大小和方向也一直發(fā)生著交變。因此在設(shè)計前期傳遞扭矩大小的計算和輸入是設(shè)計緊固系統(tǒng)的重要輸入,但是傳統(tǒng)發(fā)動機(jī)與微混發(fā)動機(jī)的運行模式存在差異,無法將臺架測量值直接作為參考。在本次研究中借用AMESim仿真軟件建立曲軸系和前端附件系統(tǒng)的動力學(xué)模型,針對開發(fā)中的某款發(fā)動機(jī),計算不同F(xiàn)EAD(Front End Accessory Drive)加載工況和不同BAS模式下的鏈輪處瞬時動態(tài)扭矩[3],從而作為緊固系統(tǒng)的設(shè)計輸入,并協(xié)助評估鏈輪打滑的設(shè)計風(fēng)險。

        前端附件系統(tǒng)的CAE仿真模型如圖2所示,動力傳輸至前端附件系統(tǒng)后,經(jīng)過皮帶將能量傳遞到MGU與空調(diào)壓縮機(jī)??照{(diào)壓縮機(jī)在系統(tǒng)中是一個負(fù)載阻力矩,MGU在加速、啟動等工況下是助力矩,而在回收動能情況下是阻力矩。邊界條件輸入需要各個前端附件的慣量,MGU最大功率扭矩和發(fā)動機(jī)的扭矩輸出。

        由于發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)速波動,因此同時存在正負(fù)扭矩值。通過仿真計算可以得到最大扭矩值與最小扭矩值分別出現(xiàn)在MGU助力加速工況和空壓機(jī)最大負(fù)載下的MGU能量回收工況,其大小分別為204 N·m與-201 N·m,如圖3、圖4所示,具體計算結(jié)果見表1。該最大扭矩值是后續(xù)設(shè)計緊固系統(tǒng)的輸入,同時也是后期驗證試驗的重要比較對象。

        圖2 前端附件系統(tǒng)CAE模型

        圖3 MGU加速與空調(diào)負(fù)載工況下鏈輪處動態(tài)扭矩

        圖4 MGU能量回收與空調(diào)負(fù)載工況下鏈輪處動態(tài)扭矩

        表1 全負(fù)荷時MGU及前端附件系統(tǒng)不同工況下最大、最小扭矩

        3 緊固件設(shè)計計算與開發(fā)流程

        曲軸前端傳動系統(tǒng)是通過零件之間的摩擦力傳遞扭矩,摩擦力與接觸面的摩擦系數(shù)和螺栓夾緊力直接相關(guān)。緊固系統(tǒng)的設(shè)計和校核可以通過式(1)計算得出,需要滿足在一定夾緊力、摩擦系數(shù)和接觸面尺寸下,摩擦力產(chǎn)生的扭矩大于邊界接口所需的最大扭矩,并且設(shè)計時需要考慮一定的安全系數(shù),以滿足瞬態(tài)工況時的扭矩波動。從公式可以看出在滿足安全系數(shù)的設(shè)計前提下,設(shè)計合適的接觸面尺寸、特征和裝配力是整個前端附件傳動系統(tǒng)設(shè)計的關(guān)鍵。

        式中:F為螺栓夾緊力

        r為作用半徑

        μ為接觸面摩擦系數(shù)

        Cf為安全系數(shù)

        M為最大傳遞扭矩

        r的作用半徑與最小截面的接觸面積有關(guān),中間零件鏈輪可以簡化為通孔圓柱體,因此r作用如式(2)。

        式中:r1為內(nèi)徑;r2為外徑。

        接觸面的尺寸特征需要滿足布置空間要求和整個傳動系統(tǒng)的要求,設(shè)計改進(jìn)空間小且收益不大,在此不做討論。因此本文緊固系統(tǒng)設(shè)計主要分析摩擦系數(shù)改善和緊固件選型。

        3.1 摩擦系數(shù)的確認(rèn)

        由于48 V混動系統(tǒng)的特殊工況導(dǎo)致最大傳遞扭矩的增加,在各個接觸面上瞬時都存在傳遞雙向力矩的情況,通過上一節(jié)的CAE分析得出了最大的扭矩值,根據(jù)設(shè)計公式摩擦系數(shù)也是關(guān)鍵因素,在此分析比較了2種常見鏈輪接觸面特征:凸筋和激光刻槽。鏈輪是傳遞扭矩的中心部件,其接觸面又是傳遞過程中的薄弱環(huán)節(jié),因此摩擦系數(shù)的控制更加重要。2種鏈輪接觸面的摩擦系數(shù)可以通過第4節(jié)的滑移試驗和計算公式推算,根據(jù)以往滑移試驗結(jié)果,帶凸筋結(jié)構(gòu)接觸面的摩擦系數(shù)為0.4,帶激光刻槽結(jié)構(gòu)的接觸面的摩擦系數(shù)為0.8。

        圖5 鏈輪接觸面上的凸筋特征與激光刻槽示意

        3.2 緊固件規(guī)格選擇

        根據(jù)上節(jié)確定的2種接觸面特征和對應(yīng)的摩擦系數(shù),通過公式計算所需的螺栓最小預(yù)緊力,計算結(jié)果見表2,從而選擇所需的皮帶輪固定螺栓規(guī)格,具體螺栓規(guī)格的載荷對應(yīng)表,見表3。通過計算可以得出M14螺栓可以配合2種接觸面特征,夾緊力與摩擦力都能滿足功能要求;M12螺栓在配合凸筋形式的鏈輪時,夾緊力必須達(dá)到屈服才能滿足要求。皮帶輪螺栓作為運動件,夾緊力衰減更大且其失效后的后果嚴(yán)重,因此M12螺栓配合激光刻槽的鏈輪才能充分滿足功能要求,同時也滿足了整機(jī)輕量化、小型化的需求。M14螺栓方案可以避免激光刻槽的高成本工藝,使零件簡單化??紤]到與傳統(tǒng)發(fā)動機(jī)的零件防錯問題,這里選擇M14螺栓加激光刻槽鏈輪方案作為后續(xù)計算分析的主要方案。

        表2 緊固件螺栓最小預(yù)緊力計算表

        表3 緊固件螺栓載荷

        4 前端附件皮帶輪的彎矩影響分析

        48 V前端附件的減振皮帶輪由于其中的減振結(jié)構(gòu)導(dǎo)致零件厚度較大,因而導(dǎo)致其緊固件比傳統(tǒng)發(fā)動機(jī)更長。皮帶以及正時鏈條的張力使整個緊固系統(tǒng)承受彎矩[4],彎矩過載會導(dǎo)致零件屈服變形失效和結(jié)合面滑移失效,因此這里通過CAE的靜態(tài)分析,針對螺栓預(yù)緊力下和彎矩作用下,對比鏈輪前后結(jié)合面的應(yīng)力分布情況。

        在彎矩的作用下,鏈輪的2個接觸面上存在應(yīng)力(CPRESS)增加區(qū)和應(yīng)力減小區(qū),如圖6所示。首先研究鏈輪同皮帶輪接觸面上的應(yīng)力減小區(qū),將只加載螺栓預(yù)緊力時接觸面的應(yīng)力分布,與加載皮帶輪和鏈輪的彎矩負(fù)載時此接觸面的應(yīng)力分布進(jìn)行數(shù)據(jù)對比,應(yīng)力減小區(qū)的數(shù)據(jù)匯總?cè)鐖D7,可以看出受皮帶輪與鏈輪彎矩影響,此側(cè)平均應(yīng)力值下降14%,當(dāng)前緊固設(shè)計計算選取的安全系數(shù)可以覆蓋該影響,結(jié)合面不會發(fā)生滑移。

        圖6 彎矩加載下皮帶輪側(cè)接觸面的應(yīng)力分布

        圖7 皮帶輪側(cè)接觸面的應(yīng)力減小區(qū)比較

        在接觸面的應(yīng)力增加區(qū)呈現(xiàn)了相對應(yīng)的應(yīng)力分布情況,見圖8,在加載皮帶輪與鏈輪彎矩后應(yīng)力平均上升14%。鏈輪接觸面的外輪廓比曲軸接觸面更大,在邊緣呈現(xiàn)應(yīng)力集中。鏈輪使用的材料為馬氏體鋼,定義抗壓強(qiáng)度大于940 MPa,皮帶輪材料為球墨鑄鐵,抗壓強(qiáng)度大于800 MPa,CAE計算所得壓強(qiáng)均未超材料性能要求,因此沒有變形壓潰的風(fēng)險。

        圖8 皮帶輪側(cè)接觸面的應(yīng)力增大區(qū)比較

        鏈輪同曲軸端接觸面的仿真結(jié)果如圖9、圖10、圖11,在接觸面應(yīng)力增加區(qū)域,施加彎矩負(fù)載比無負(fù)載時應(yīng)力增加18%;在接觸面應(yīng)力減小區(qū)域,有皮帶輪和鏈輪彎矩負(fù)載時比空載時應(yīng)力減小17.4%。由于此側(cè)接觸面積比皮帶輪側(cè)更小,因此接觸面的整體平均應(yīng)力更大,有皮帶輪和鏈輪彎矩負(fù)載時的影響比例也更大。曲軸材料為球墨鑄鐵,圖紙規(guī)定抗壓強(qiáng)度大于1 000 MPa,該計算應(yīng)力在緊固系統(tǒng)設(shè)計的安全系數(shù)和材料的應(yīng)力承受極限內(nèi),因此該緊固系統(tǒng)是可靠的。

        圖9 彎矩加載下曲軸側(cè)接觸面的應(yīng)力分布

        圖10 曲軸側(cè)接觸面的應(yīng)力減小區(qū)比較

        圖11 曲軸側(cè)接觸面的應(yīng)力增大區(qū)比較

        5 前端輪系緊固系統(tǒng)的驗證

        皮帶輪螺栓的擰緊策略與夾緊力驗證,可以通過超聲波測量進(jìn)行驗證,超聲波測量已經(jīng)在緊固領(lǐng)域得到廣泛的應(yīng)用和認(rèn)可[5],但是僅皮帶輪螺栓夾緊力的驗證對整個前端輪系的緊固系統(tǒng)是不充分的,本文研究的鏈輪接觸面承受著交變的旋轉(zhuǎn)扭矩載荷,在臺架試驗前用皮帶輪的滑移試驗?zāi)艹浞衷u估鏈輪接觸面的可靠性及安全系數(shù)。試驗通過特殊加工的皮帶輪和旋轉(zhuǎn)工裝,使用扭緊槍在皮帶輪上施加扭矩,從而使鏈輪接觸面發(fā)生位移滑動,接觸面滑動時的扭矩值就是接觸面所能承載的最大扭矩值,皮帶輪的滑移試驗結(jié)構(gòu)如圖12所示。

        在本次的研究對象試驗中,實際測得的螺栓夾緊力約為115 kN,通過本文的計算公式可以得出接觸面能承受的最大扭矩值為1 298 N·m,測得的最大滑移扭矩為1 337 N·m,2者的一致性較好。

        圖12 皮帶輪的滑移試驗示意

        6 結(jié)論

        本文針對某一款發(fā)動機(jī)提出了減振皮帶輪螺栓緊固系統(tǒng)的正向開發(fā)方法并進(jìn)行了驗證,得出以下結(jié)論。

        (1)通過理論計算與試驗數(shù)據(jù)積累的結(jié)合,開發(fā)了BAS皮帶輪的緊固系統(tǒng),且最大滑移扭矩的計算值與試驗值基本吻合。

        (2)利用CAE的前端附件仿真計算在前期預(yù)測接觸面的載荷,并分析了不同的附件加載工況。

        (3)通過靜態(tài)CAE分析了附件系統(tǒng)彎矩和鏈輪彎矩的影響,并得出鏈輪2個接觸面不同的應(yīng)力分布。

        (4)臺架試驗前的皮帶輪滑移試驗可以有效地驗證前端輪系的緊固系統(tǒng)設(shè)計,規(guī)避在臺架驗證中的風(fēng)險。

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