某柴油機(jī)前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)仿真和實(shí)車測(cè)試研究

王孝權(quán) 陳霖強(qiáng) 姚建明

(1.上海內(nèi)燃機(jī)研究所有限責(zé)任公司，上海 200438；2.上汽集團(tuán)商用車技術(shù)中心，上海 200438)

0 前言

發(fā)動(dòng)機(jī)作為汽車傳統(tǒng)動(dòng)力的來源，是所有的零部件及系統(tǒng)最重要的組成部分之一。發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)(FEAD)是發(fā)動(dòng)機(jī)負(fù)責(zé)驅(qū)動(dòng)這些附件的系統(tǒng)，它以曲軸為輸出動(dòng)力，通過皮帶和皮帶輪之間的摩擦力將動(dòng)力傳輸?shù)桨l(fā)動(dòng)機(jī)上的各個(gè)附件?，F(xiàn)代汽車發(fā)動(dòng)機(jī)FEAD系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)日趨復(fù)雜，需要驅(qū)動(dòng)的附件數(shù)量越來越多。發(fā)動(dòng)機(jī)FEAD系統(tǒng)的設(shè)計(jì)直接影響著發(fā)動(dòng)機(jī)的性能及可靠性。FEAD系統(tǒng)若設(shè)計(jì)不當(dāng)，在實(shí)際工程應(yīng)用中會(huì)出現(xiàn)皮帶打滑、張緊器失效、附件支架斷裂，以及前端輪系異響等問題。

在發(fā)動(dòng)機(jī)FEAD系統(tǒng)的設(shè)計(jì)開發(fā)中，面臨的最大問題是系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)問題[1]。由于發(fā)動(dòng)機(jī)內(nèi)部混合燃燒的不穩(wěn)定性，造成曲軸輸出端轉(zhuǎn)速的波動(dòng)，導(dǎo)致前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)產(chǎn)生較高的動(dòng)態(tài)皮帶張力、張緊臂擺幅、皮帶抖動(dòng)及相關(guān)噪聲-振動(dòng)-平順性(NVH)問題[2]。前期的動(dòng)態(tài)模擬仿真可以驗(yàn)證發(fā)動(dòng)機(jī)FEAD系統(tǒng)前期設(shè)計(jì)布局的合理性。

本文通過對(duì)某2.0T柴油機(jī)FEAD系統(tǒng)進(jìn)行動(dòng)態(tài)模擬仿真和實(shí)車測(cè)試分析，可以預(yù)測(cè)出該系統(tǒng)在各種極限工況下的各附件輪滑移率、各帶段的皮帶抖動(dòng)和動(dòng)態(tài)張力、張緊臂擺幅隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的變化情況。評(píng)估該FEAD系統(tǒng)設(shè)計(jì)的合理性和穩(wěn)定性，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)FEAD系統(tǒng)的設(shè)計(jì)和驗(yàn)證評(píng)估標(biāo)準(zhǔn)具有指導(dǎo)意義。

1 FEAD系統(tǒng)動(dòng)態(tài)模擬仿真

1.1 系統(tǒng)建模

本文應(yīng)用的動(dòng)態(tài)模擬仿真軟件為SIMDRIVE 3D，是1款由德國(guó)汽車工業(yè)協(xié)會(huì)(VDA)發(fā)起，結(jié)合了柏林工業(yè)大學(xué)30余年的研究成果，為解決當(dāng)時(shí)德國(guó)五大整車企業(yè)傳動(dòng)系統(tǒng)工程應(yīng)用中面臨的工程問題，由眾多機(jī)構(gòu)合作開發(fā)的動(dòng)力學(xué)分析軟件。

圖1為某2.0T柴油機(jī)的發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)平面布局圖。系統(tǒng)組成包括：曲軸(CRK)、空調(diào)壓縮機(jī)(AC)、惰輪1(IDL1)、發(fā)電機(jī)(ALT)、動(dòng)力轉(zhuǎn)向泵(PS)、惰輪2(IDL2)、水泵(WP)和自動(dòng)機(jī)械張緊器(TEN)。

圖1 某2.0T柴油機(jī)前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)平面示意圖

SIMDRIVE 3D軟件中相關(guān)附件都是模塊化的，可以直接選擇相應(yīng)模型。將各個(gè)附件輪及惰輪的坐標(biāo)和尺寸參數(shù)輸入后，需要對(duì)每個(gè)附件的單元進(jìn)行參數(shù)設(shè)定。發(fā)電機(jī)、空調(diào)水泵和轉(zhuǎn)向泵的功率消耗隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速變化的數(shù)據(jù)曲線如圖2～圖5所示，仿真計(jì)算時(shí)應(yīng)考慮所有附件都在全負(fù)荷狀態(tài)下工作。各個(gè)附件及惰輪的坐標(biāo)和尺寸參數(shù)如表1所示。

表1 FEAD系統(tǒng)布置參數(shù)

圖2 發(fā)電機(jī)功率曲線

圖3 空調(diào)功率曲線

圖4 水泵曲線

圖5 動(dòng)力轉(zhuǎn)向泵功率曲線

FEAD系統(tǒng)動(dòng)態(tài)激勵(lì)源主要是曲軸的角振動(dòng)。對(duì)于4缸發(fā)動(dòng)機(jī)來說，主要的激勵(lì)來自于發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸的二階曲軸角振動(dòng)，該發(fā)動(dòng)機(jī)的二階曲軸角振動(dòng)曲線如圖6所示。

在該FEAD系統(tǒng)中應(yīng)用了發(fā)電機(jī)單向耦合減振器(OAD)，可以有效地改善大慣量發(fā)電機(jī)轉(zhuǎn)子對(duì)系統(tǒng)振動(dòng)動(dòng)態(tài)特性的影響，降低系統(tǒng)的振動(dòng)和噪聲。在發(fā)電機(jī)減振器方面，SIMDRIVE 3D軟件中的功能模塊可以選擇萊頓、蓋茨、哈金森等著名輪系供應(yīng)商的自定義功能模塊，本次動(dòng)態(tài)模擬仿真選擇的是萊頓的OAD模塊。

在該FEAD系統(tǒng)的張緊器名義張力為330 N，本次動(dòng)態(tài)模擬仿真于張緊器的名義狀態(tài)下進(jìn)行。皮帶選用6PK規(guī)格的阿拉米線繩多楔帶。將所有參數(shù)模塊設(shè)置好后，得到的最終完成建模的系統(tǒng)界面如圖7所示。

圖6 曲軸二階角振動(dòng)幅度曲線

圖7 系統(tǒng)建模完成界面

1.2 動(dòng)態(tài)模擬

通過SIMDRIVE 3D軟件對(duì)以上模型進(jìn)行仿真計(jì)算，可以得到該柴油機(jī)FEAD系統(tǒng)幾個(gè)關(guān)鍵參數(shù)隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速變化情況。

該系統(tǒng)各附件輪滑移率隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速變化情況如圖8所示。

圖8 各附件輪滑移率仿真計(jì)算結(jié)果

根據(jù)行業(yè)內(nèi)的工程設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)來看，當(dāng)滑移率小于±3%時(shí)，能夠保證系統(tǒng)多楔帶不發(fā)生打滑[3]。從圖8可以看出，最大的附件輪滑移率出現(xiàn)在曲軸帶輪上，最大滑移率達(dá)到1.8%。從仿真計(jì)算結(jié)果可知，該FEAD系統(tǒng)的各附件輪滑移率均符合設(shè)計(jì)要求。

該系統(tǒng)各帶段皮帶抖動(dòng)幅度隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速變化情況如圖9所示。

圖9 各帶段皮帶抖動(dòng)幅度仿真計(jì)算結(jié)果

根據(jù)行業(yè)經(jīng)驗(yàn)值，要求各帶段的皮帶振動(dòng)幅度要小于該帶段跨長(zhǎng)的10%，否則多楔帶會(huì)產(chǎn)生抖動(dòng)異響，另外還會(huì)與周圍邊界的零部件干涉，使多楔帶發(fā)生異常磨損[4]。從圖9可以看出，最大的皮帶抖動(dòng)幅度出現(xiàn)在發(fā)電機(jī)-動(dòng)力轉(zhuǎn)向泵帶段，達(dá)到10.1 mm。該帶段的長(zhǎng)度為286.0 mm，在該FEAD系統(tǒng)中是最長(zhǎng)的。該帶段長(zhǎng)度的10%為28.6 mm。從仿真計(jì)算結(jié)果中可知，該FEAD系統(tǒng)的皮帶抖動(dòng)幅度符合設(shè)計(jì)要求。

該系統(tǒng)張緊臂擺幅隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速變化情況如圖10所示。

圖10 張緊臂擺幅仿真計(jì)算結(jié)果

關(guān)于張緊器張緊臂擺幅的評(píng)判標(biāo)準(zhǔn)，行業(yè)內(nèi)供應(yīng)商普遍要求張緊器在全壽命周期內(nèi)張緊臂的擺幅始終保持在5°以下，才能保證張緊器的使用壽命滿足工程設(shè)計(jì)要求。從圖10可看出，張緊臂在發(fā)動(dòng)機(jī)怠速低速時(shí)擺動(dòng)幅度較大，這和低轉(zhuǎn)速時(shí)曲軸轉(zhuǎn)速波動(dòng)較大有關(guān)，最大擺幅出現(xiàn)在轉(zhuǎn)速1 500 r/min左右，達(dá)到4.6°。從仿真計(jì)算結(jié)果可認(rèn)為，該FEAD系統(tǒng)張緊器擺幅符合設(shè)計(jì)要求。

該系統(tǒng)曲軸-空壓機(jī)帶段動(dòng)態(tài)張力隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的變化情況如圖11所示。

圖11 CRK-AC帶段動(dòng)態(tài)張力仿真計(jì)算結(jié)果

該FEAD系統(tǒng)CRK-AC帶段為系統(tǒng)的最緊邊，為系統(tǒng)中受力最大的帶段。從圖11可看出，CRK-AC帶段的張力值在轉(zhuǎn)速1 700 r/min時(shí)的峰值扭矩為2 500 N。此時(shí)該帶段的單楔受力為416.67 N，阿拉米線繩可接受的多楔帶單楔受力為600 N以內(nèi)，超出該限值可能會(huì)導(dǎo)致多楔帶可能會(huì)有斷裂的風(fēng)險(xiǎn)。所以，根據(jù)仿真結(jié)果，可以認(rèn)為該系統(tǒng)的帶段最大張力能夠滿足6PK、阿拉米線繩配置的多楔帶的強(qiáng)度要求。

2 實(shí)車測(cè)試

為了進(jìn)一步驗(yàn)證該FEAD系統(tǒng)設(shè)計(jì)的合理性和可靠性，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行了實(shí)車測(cè)試分析。實(shí)車測(cè)量在車輛城市路面工況下FEAD系統(tǒng)的曲軸角振動(dòng)、各附件輪的滑移率、張緊器張緊臂的擺幅、CRK-AC段多楔帶的橫向振動(dòng)幅度隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的變化情況。

2.1 前期準(zhǔn)備

本次試驗(yàn)發(fā)動(dòng)機(jī)搭載的車輛為某中型寬體客車，手動(dòng)檔(MT)配置，車輛總長(zhǎng)為6 682 mm、總寬為2 110 mm，總高為 2 740 mm，核載人數(shù)為13人，如圖13所示。為了模擬車輛的滿載工況，在車輛的座位及后備箱空間裝入1 000 kg的沙袋。

本次實(shí)車實(shí)測(cè)試驗(yàn)采用扭轉(zhuǎn)振動(dòng)和噪聲分析系統(tǒng)(Rotec)測(cè)試設(shè)備。Rotec主要用來分析旋轉(zhuǎn)機(jī)械的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)、噪聲等相關(guān)問題，可廣泛運(yùn)用于汽車工業(yè)的NVH問題分析。

本次測(cè)試的FEAD系統(tǒng)各傳感器安裝位置示意圖如圖12所示，圖13為測(cè)試車。由于拍攝空間位置有限，有些傳感器沒有在圖中示出。

圖12 傳感器位置安裝示意圖

圖13 測(cè)試車

2.2 測(cè)試結(jié)果

本次實(shí)測(cè)測(cè)試基于張緊器處于名義狀態(tài)下進(jìn)行。在測(cè)試過程中保持發(fā)動(dòng)機(jī)全負(fù)荷狀態(tài)，各附件處于全載模式。在模擬城市路況下，從怠速800 r/min加速到額定功率轉(zhuǎn)速4 000 r/min的過程中，測(cè)試并記錄該發(fā)動(dòng)機(jī)FEAD系統(tǒng)各動(dòng)態(tài)特性參數(shù)隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的變化情況。

將實(shí)車測(cè)得的發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸端轉(zhuǎn)速波動(dòng)信號(hào)轉(zhuǎn)換為曲軸的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)信號(hào)。由于測(cè)試的發(fā)動(dòng)機(jī)為直列4缸柴油機(jī)，主要的激勵(lì)來源于曲軸的二階扭振，測(cè)試系統(tǒng)對(duì)應(yīng)的曲軸二階扭振隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速變化曲線見圖14。

圖14 FEAD系統(tǒng)曲軸角振動(dòng)幅度

對(duì)4缸柴油機(jī)來說，主要的激勵(lì)來自于發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸的二階角振動(dòng)。在圖14中可明顯看出，該發(fā)動(dòng)機(jī)在低轉(zhuǎn)速下角振動(dòng)較大。隨著轉(zhuǎn)速升高，角振動(dòng)逐漸降低。這是由怠速階段發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速波動(dòng)較大導(dǎo)致的，但峰值角振動(dòng)只有3.5°左右，發(fā)動(dòng)機(jī)穩(wěn)定性較好。角振動(dòng)幅度曲線走勢(shì)與圖6輸入的曲軸二階角振動(dòng)幅度曲線的走向趨勢(shì)基本一致。

實(shí)車測(cè)試測(cè)得的各附件輪滑移率隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速變化曲線如圖15所示。

圖15 FEAD系統(tǒng)各附件輪滑移率

從圖15可以看出，最大附件輪滑移出現(xiàn)在空壓機(jī)帶輪上，但是整體滑移率都在1.0%以下，最大峰值滑移率為0.7%左右，其他附件輪的滑移率都在0.5%以下。

動(dòng)態(tài)模擬仿真與整車實(shí)測(cè)結(jié)果略有出入，這是因?yàn)閯?dòng)態(tài)仿真模擬的發(fā)動(dòng)機(jī)工況與整車實(shí)測(cè)時(shí)存在一定的差異。在仿真模擬和實(shí)車測(cè)試所覆蓋到的工況范圍內(nèi)，該發(fā)動(dòng)機(jī)FEAD系統(tǒng)的各附件輪滑移率均小于行業(yè)工程設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)值的3%。當(dāng)FEAD系統(tǒng)內(nèi)各個(gè)附件輪滑移率都小于±3%時(shí)，能夠保證系統(tǒng)多楔帶不發(fā)生打滑，并避免噪聲等問題，所以從模擬仿真和實(shí)車測(cè)試結(jié)果可認(rèn)為該FEAD系統(tǒng)的設(shè)計(jì)符合滿足工程設(shè)計(jì)要求。

實(shí)車測(cè)試獲得的系統(tǒng)張緊臂擺幅隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速變化曲線如圖16所示。

圖16 FEAD系統(tǒng)張緊臂擺幅

從圖16可以看出，測(cè)試系統(tǒng)張緊臂擺幅在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速1 600 r/min左右出現(xiàn)峰值擺幅為4.3°。模擬仿真結(jié)果和實(shí)車測(cè)試上自動(dòng)張緊器張緊臂幅值有所差異，其原因與上述附件輪滑移率的分析一樣。工程設(shè)計(jì)要求對(duì)張緊器張緊臂的擺幅要求不超過5°。仿真結(jié)果和實(shí)車測(cè)試結(jié)果都滿足行業(yè)工程經(jīng)驗(yàn)要求值，可認(rèn)為該FEAD的張緊器張緊臂擺幅可滿足設(shè)計(jì)要求。

本次試驗(yàn)測(cè)量的是ALT-PS帶段的皮帶抖動(dòng)幅度。在工程上比較重視FEAD系統(tǒng)中最長(zhǎng)帶段的皮帶抖動(dòng)情況。因?yàn)閹Ф卧介L(zhǎng)，在發(fā)動(dòng)機(jī)正常運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)越不穩(wěn)定，皮帶抖動(dòng)也越劇烈。實(shí)車測(cè)試測(cè)得的ALT-PS帶段皮帶抖動(dòng)幅度隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速變化曲線如圖17所示。

圖17 FEAD系統(tǒng)ALT-PS皮帶抖動(dòng)幅度

以FEAD系統(tǒng)為平面直角坐標(biāo)系，規(guī)定皮帶抖動(dòng)方向朝著Y軸正方向?yàn)檎?，朝著Y軸負(fù)方向?yàn)樨?fù)。從圖17中可看出測(cè)試系統(tǒng)ALT-PS帶段皮帶抖動(dòng)幅度在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速1 800 r/min左右出現(xiàn)峰值幅度為14 mm。

在動(dòng)態(tài)模擬仿真中，ALT-PS帶段皮帶抖動(dòng)幅度峰值達(dá)到10.1 mm，與實(shí)車測(cè)試結(jié)果差異不大。橫向振動(dòng)幅值占帶段總長(zhǎng)度百分比在最小限值范圍內(nèi)(10%)。從模擬仿真和實(shí)車測(cè)試結(jié)果可認(rèn)為，該FEAD系統(tǒng)的帶段橫向振動(dòng)幅度設(shè)計(jì)滿足工程實(shí)際要求。

3 結(jié)論

本文通過SIMDRIVE 3D軟件對(duì)某柴油機(jī)FEAD系統(tǒng)進(jìn)行了動(dòng)態(tài)模擬仿真分析，模擬計(jì)算出該FEAD系統(tǒng)在極限工況下各附件輪滑移率、各帶段皮帶抖動(dòng)幅度、張緊臂擺幅和曲軸-空壓機(jī)帶段動(dòng)態(tài)張力隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的變化情況，并對(duì)模擬仿真結(jié)果進(jìn)行了分析評(píng)價(jià)。通過動(dòng)態(tài)模擬仿真，可認(rèn)為該FEAD系統(tǒng)的前期布局符合設(shè)計(jì)要求。

利用Rotec測(cè)試設(shè)備對(duì)搭載該柴油機(jī)FEAD系統(tǒng)的某中型寬體客車進(jìn)行了實(shí)車測(cè)試。實(shí)車測(cè)量了車輛在城市路面工況下FEAD系統(tǒng)的曲軸角振動(dòng)、各附件輪的滑移率、張緊器張緊臂的擺幅、CRK-AC段多楔帶的橫向振動(dòng)幅度隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的變化情況，并對(duì)測(cè)試結(jié)果進(jìn)行了分析評(píng)價(jià)，同時(shí)與動(dòng)態(tài)仿真結(jié)果進(jìn)行了對(duì)比分析。實(shí)車測(cè)試結(jié)果認(rèn)為該柴油機(jī)FEAD系統(tǒng)符合工程設(shè)計(jì)要求。

綜上所述，動(dòng)態(tài)模擬仿真可以驗(yàn)證發(fā)動(dòng)機(jī)FEAD系統(tǒng)前期靜態(tài)設(shè)計(jì)的合理性，縮短設(shè)計(jì)開發(fā)的周期和成本。實(shí)車測(cè)試是對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)FEAD系統(tǒng)前期靜態(tài)參數(shù)設(shè)計(jì)的實(shí)際驗(yàn)證，實(shí)測(cè)的結(jié)果為前期理論分析和模擬動(dòng)態(tài)仿真提供了科學(xué)的試驗(yàn)數(shù)據(jù)支撐。