柴油機前端附件驅動系統(tǒng)動態(tài)模擬仿真分析

岳小平，潘利群

（1.同濟大學，上海200092；2.蓋茨優(yōu)霓塔傳動系統(tǒng)(上海)有限公司，上海200131）

1 前言

現(xiàn)代汽車發(fā)動機前端附件驅動系統(tǒng)（FrontEnd Accessory Drive系統(tǒng)，簡稱FEAD系統(tǒng)）設計日趨復雜，同時發(fā)動機對輪系的要求也越來越高。輪系設計的優(yōu)劣，將直接影響發(fā)動機附件的性能及其可靠性，進而影響到整機、整車的技術性能[1]。而許多傳統(tǒng)的輪系質量問題比較多，如皮帶嘯叫、異常磨損，張緊輪失效，附件支架斷裂等。因此，發(fā)動機前端附件驅動系統(tǒng)的設計，已逐漸受到世界上各大汽車公司及發(fā)動機生產商的高度重視。

許多專業(yè)的輪系供應商對FEAD系統(tǒng)經過多年的研究發(fā)現(xiàn)，在FEAD系統(tǒng)開發(fā)研究中，面臨的最大問題是系統(tǒng)動力學問題[2]。由于內燃機燃燒循環(huán)的特殊性，使得曲軸轉動時有加速和減速現(xiàn)象，從而造成曲軸輸出轉速產生上下波動。當曲軸的這種轉速波動被傳遞到FEAD系統(tǒng)，F(xiàn)EAD系統(tǒng)也被反復地加速和減速，而由于其自身的慣性，F(xiàn)EAD系統(tǒng)又會抵制這種速率的變化，使系統(tǒng)產生較高的動態(tài)皮帶張力、較大的張緊輪臂的擺動、較大的皮帶振動、較大的NVH問題[3]。在發(fā)動機FEAD系統(tǒng)設計開發(fā)初期，利用專業(yè)的輪系仿真軟件SIMDRIVE，對發(fā)動機前端附件驅動系統(tǒng)進行動態(tài)模擬仿真的計算分析，可以預測出發(fā)動機在各種極限工況下，附件驅動系統(tǒng)動態(tài)的皮帶張力、系統(tǒng)打滑率、皮帶抖動、張緊輪的擺幅、附件帶輪徑向載荷等。

本文是結合上柴公司新產品開發(fā)項目，通過與專業(yè)的輪系供應商合作，利用專業(yè)的SIMDRIVE軟件，建立了該發(fā)動機前端附件驅動系統(tǒng)多體動力學模型，并進行了動力學仿真分析，評估該發(fā)動機在各種極限工況下，附件驅動系統(tǒng)設計是否滿足要求，為下一步的零部件試制提供一定的依據(jù)。

2 附件驅動系統(tǒng)的建模參數(shù)

2.1 前端附件驅動系統(tǒng)布置及附件轉動慣量

該柴油機的前端附件驅動系統(tǒng)由兩層皮帶驅動系統(tǒng)組成：第一層驅動系統(tǒng)，由曲軸驅動發(fā)電機、空調及水泵，稱為主驅動；第二層驅動系統(tǒng)，由曲軸驅動風扇，稱為風扇驅動。該柴油機的前端驅動系統(tǒng)布置圖參見圖1，主要位置參數(shù)如表1所示。

2.2 附件消耗功率

各種附件消耗的功率參見圖2，計算時考慮所有附件都工作在全負荷的極限狀態(tài)。

2.3 輸入激勵參數(shù)

附件皮帶驅動系統(tǒng)的動態(tài)激勵主要是曲軸轉速的不均勻性，它是產生皮帶動態(tài)張力、皮帶打滑噪聲和系統(tǒng)振動的根源；發(fā)動機的振動主要來自點火做功，因此對曲軸扭振進行階次分析可以看出，發(fā)動機在中低速下的振動主要是在點火階次；對于六缸發(fā)動機來說，最主要的激勵為發(fā)動機的3階扭振，發(fā)動機的曲軸扭振曲線如圖3所示。計算時考慮發(fā)動機在全負荷狀態(tài)下的最大的轉速不平穩(wěn)性，即最大的加速度和減速度。

2.4 皮帶規(guī)格

不同規(guī)格的皮帶，其剛度、彈性模量和摩擦系數(shù)都是不一樣的。主驅動采用多楔帶皮帶驅動，皮帶規(guī)格為8PK，皮帶線繩為聚酯線繩；風扇驅動皮帶同樣采用多楔帶，皮帶規(guī)格為8PK，考慮到風扇轉動慣量和消耗功率比較大，產生的系統(tǒng)動態(tài)張力比較大，皮帶線繩采用了阿拉米線繩。

2.5 皮帶名義的設置

為了使皮帶與帶輪之間產生足夠的摩擦力以驅動附件，必須在皮帶上施加合適的張力（亦稱預緊力），皮帶名義張力亦即皮帶靜止狀態(tài)時的平均拉力。皮帶名義張力是非常重要的，名義張力過大，會增加附件帶輪軸承的負荷，降低皮帶和軸承的使用壽命；名義張力過小，在發(fā)動機起動或變工況時，皮帶很容易出現(xiàn)打滑現(xiàn)象，產生噪聲。

1）系統(tǒng)張力控制圖

根據(jù)經驗，皮帶的名義張力一般取50～60 N/楔，本系統(tǒng)設計的名義皮帶張力為400N；根據(jù)系統(tǒng)的名義張力，考慮到皮帶的公差、皮帶的延伸、張緊輪輸出彈簧力的公差等因素，得出系統(tǒng)的張力控制圖，如圖4所示。

2）仿真計算時系統(tǒng)的張力選擇

對前端附件驅動系統(tǒng)進行動態(tài)模擬仿真過程中，系統(tǒng)張力選擇是不同的。在校核系統(tǒng)打滑率、皮帶抖動幅度及張緊輪臂的擺幅時，是基于系統(tǒng)張力設置在名義張力下；在校核最大附件軸承載荷時，是基于系統(tǒng)張力設置在最大靜態(tài)皮帶張力下。見圖4的張力控制圖，最大靜態(tài)皮帶張力是出現(xiàn)在張緊輪輸出扭矩最大、皮帶長度最短的情況下，雖然這種情況出現(xiàn)的概率較低，但是此種情況的計算結果卻是非常重要，可以用來支持校核附件支架的強度及附件軸承的壽命等。

3 動態(tài)模擬仿真計算結果分析

利用SIMDRIVE軟件，輸入前面附件驅動系統(tǒng)的相關參數(shù)，建立的三維仿真模型如圖5所示。

3.1 系統(tǒng)打滑率模擬計算結果分析

關于系統(tǒng)打滑率的評判準則，行業(yè)內一般認為打滑率小于3%是比較穩(wěn)定的系統(tǒng)，不容易產生打滑和噪聲。通過仿真計算得到的曲軸及所有附件帶輪上的打滑率如圖6所示，最大的附件帶輪打滑出現(xiàn)在風扇帶輪上，而所有帶輪打滑率均小于1%。因此，可以認為該系統(tǒng)工作非常穩(wěn)定，所有附件帶輪的打滑率均滿足要求。

3.2 皮帶抖動模擬計算結果分析

通過仿真計算得到系統(tǒng)中各段皮帶的抖動量如圖7所示。從圖中可以看出，最大的皮帶抖動出現(xiàn)在第二層驅動系統(tǒng)中的最緊邊（曲軸風扇段），最大的皮帶抖動量為±7.6mm左右，而該段的皮帶長度為250mm，所以該段皮帶的抖動量百分比為±3%。對于皮帶的抖動，行業(yè)內普遍認為小于±5%都不會產生異常噪聲。所以，本系的統(tǒng)計算結果是完全可以接受的。

3.3 張緊輪臂的抖動幅度模擬計算

張緊輪擺動幅度計算結果如圖8、圖9所示。在發(fā)動機轉速為850 r/min時，張緊輪抖動的最大幅度為3.9mm。本設計中選用的張緊輪臂長為90 mm，所以擺動幅度為2°左右。張緊輪抖動幅度過大，對張緊輪的壽命是有很大的不利影響，業(yè)內供應商對于張緊輪的抖動幅度，普遍認為小于3°都是可以接受的。

3.4 附件軸承載荷模擬計算結果分析

通過計算得到了各個附件帶輪的最大徑向載荷，如表3所示。根據(jù)該載荷數(shù)據(jù)對各個附件進行了軸承壽命校核，及對附件支架進行了強度校核，均滿足設計要求。

4 結束語

通過本次對該型柴油機前端附件驅動系統(tǒng)進行動態(tài)模擬仿真，得到了該柴油機附件系統(tǒng)在各種極限工況下的打滑率、皮帶抖動、張緊輪擺動幅度，并進行了計算結果的分析評價。認為該系統(tǒng)工作比較穩(wěn)定，所選擇的皮帶及設定的皮帶張力均滿足設計要求，為張緊輪、皮帶的零件試制提供了一定的參考依據(jù)。另外，通過計算也得到了各個附件帶輪的最大徑向載荷，該系統(tǒng)最大的軸承徑向載荷出現(xiàn)在緊邊惰輪1，通過軸承壽命的校核，在該惰輪上采用雙列球軸承后，也能滿足發(fā)動機的設計壽命要求。

1李豐軍，劉長波.CA6110系列發(fā)動機前端多楔帶附件傳動系統(tǒng)設計與開發(fā)[J].汽車技術，2002.

2張毅.蛇形帶傳動系統(tǒng)動力學的研究[D].西北工業(yè)大學，2007.

3 TakagishiH,YoneguchiH,Sopouch M,etal. Simulation of Belt System Dynam icsUsing a Multi-body Apporoach:Applications to SynchronousBeltsand V-ribbed-belts[C].10 Tagung"Zahnriemengetriebe",Technische UniversitatDresden,Deutschland,September 2005.