BAS 減振皮帶輪緊固系統(tǒng)的正向開發(fā)

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)。空調(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。