柴油機(jī)前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)模擬仿真分析

岳小平，潘利群

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

1 前言

現(xiàn)代汽車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)（FrontEnd Accessory Drive系統(tǒng)，簡(jiǎn)稱(chēng)FEAD系統(tǒng)）設(shè)計(jì)日趨復(fù)雜，同時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)對(duì)輪系的要求也越來(lái)越高。輪系設(shè)計(jì)的優(yōu)劣，將直接影響發(fā)動(dòng)機(jī)附件的性能及其可靠性，進(jìn)而影響到整機(jī)、整車(chē)的技術(shù)性能[1]。而許多傳統(tǒng)的輪系質(zhì)量問(wèn)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(dòng)機(jī)前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)，已逐漸受到世界上各大汽車(chē)公司及發(fā)動(dòng)機(jī)生產(chǎn)商的高度重視。

許多專(zhuān)業(yè)的輪系供應(yīng)商對(duì)FEAD系統(tǒng)經(jīng)過(guò)多年的研究發(fā)現(xiàn)，在FEAD系統(tǒng)開(kāi)發(fā)研究中，面臨的最大問(wèn)題是系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)問(wèn)題[2]。由于內(nèi)燃機(jī)燃燒循環(huán)的特殊性，使得曲軸轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)有加速和減速現(xiàn)象，從而造成曲軸輸出轉(zhuǎn)速產(chǎn)生上下波動(dòng)。當(dāng)曲軸的這種轉(zhuǎn)速波動(dòng)被傳遞到FEAD系統(tǒng)，F(xiàn)EAD系統(tǒng)也被反復(fù)地加速和減速，而由于其自身的慣性，F(xiàn)EAD系統(tǒng)又會(huì)抵制這種速率的變化，使系統(tǒng)產(chǎn)生較高的動(dòng)態(tài)皮帶張力、較大的張緊輪臂的擺動(dòng)、較大的皮帶振動(dòng)、較大的NVH問(wèn)題[3]。在發(fā)動(dòng)機(jī)FEAD系統(tǒng)設(shè)計(jì)開(kāi)發(fā)初期，利用專(zhuān)業(yè)的輪系仿真軟件SIMDRIVE，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行動(dòng)態(tài)模擬仿真的計(jì)算分析，可以預(yù)測(cè)出發(fā)動(dòng)機(jī)在各種極限工況下，附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)的皮帶張力、系統(tǒng)打滑率、皮帶抖動(dòng)、張緊輪的擺幅、附件帶輪徑向載荷等。

本文是結(jié)合上柴公司新產(chǎn)品開(kāi)發(fā)項(xiàng)目，通過(guò)與專(zhuān)業(yè)的輪系供應(yīng)商合作，利用專(zhuān)業(yè)的SIMDRIVE軟件，建立了該發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)多體動(dòng)力學(xué)模型，并進(jìn)行了動(dòng)力學(xué)仿真分析，評(píng)估該發(fā)動(dòng)機(jī)在各種極限工況下，附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)是否滿(mǎn)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(qū)動(dòng)系統(tǒng)的建模參數(shù)

2.1 前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)布置及附件轉(zhuǎn)動(dòng)慣量

該柴油機(jī)的前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)由兩層皮帶驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)組成：第一層驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)，由曲軸驅(qū)動(dòng)發(fā)電機(jī)、空調(diào)及水泵，稱(chēng)為主驅(qū)動(dòng)；第二層驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)，由曲軸驅(qū)動(dòng)風(fēng)扇，稱(chēng)為風(fēng)扇驅(qū)動(dòng)。該柴油機(jī)的前端驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)布置圖參見(jiàn)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(jiàn)圖2，計(jì)算時(shí)考慮所有附件都工作在全負(fù)荷的極限狀態(tài)。

2.3 輸入激勵(lì)參數(shù)

附件皮帶驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)激勵(lì)主要是曲軸轉(zhuǎn)速的不均勻性，它是產(chǎn)生皮帶動(dòng)態(tài)張力、皮帶打滑噪聲和系統(tǒng)振動(dòng)的根源；發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)主要來(lái)自點(diǎn)火做功，因此對(duì)曲軸扭振進(jìn)行階次分析可以看出，發(fā)動(dòng)機(jī)在中低速下的振動(dòng)主要是在點(diǎn)火階次；對(duì)于六缸發(fā)動(dòng)機(jī)來(lái)說(shuō)，最主要的激勵(lì)為發(fā)動(dòng)機(jī)的3階扭振，發(fā)動(dòng)機(jī)的曲軸扭振曲線(xiàn)如圖3所示。計(jì)算時(shí)考慮發(fā)動(dòng)機(jī)在全負(fù)荷狀態(tài)下的最大的轉(zhuǎn)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(qū)動(dòng)采用多楔帶皮帶驅(qū)動(dòng)，皮帶規(guī)格為8PK，皮帶線(xiàn)繩為聚酯線(xiàn)繩；風(fēng)扇驅(qū)動(dòng)皮帶同樣采用多楔帶，皮帶規(guī)格為8PK，考慮到風(fēng)扇轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和消耗功率比較大，產(chǎn)生的系統(tǒng)動(dòng)態(tài)張力比較大，皮帶線(xiàn)繩采用了阿拉米線(xiàn)繩。

2.5 皮帶名義的設(shè)置

為了使皮帶與帶輪之間產(chǎn)生足夠的摩擦力以驅(qū)動(dòng)附件，必須在皮帶上施加合適的張力（亦稱(chēng)預(yù)緊力），皮帶名義張力亦即皮帶靜止?fàn)顟B(tài)時(shí)的平均拉力。皮帶名義張力是非常重要的，名義張力過(guò)大，會(huì)增加附件帶輪軸承的負(fù)荷，降低皮帶和軸承的使用壽命；名義張力過(guò)小，在發(fā)動(dòng)機(jī)起動(dòng)或變工況時(shí)，皮帶很容易出現(xiàn)打滑現(xiàn)象，產(chǎn)生噪聲。

1）系統(tǒng)張力控制圖

根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，皮帶的名義張力一般取50～60 N/楔，本系統(tǒng)設(shè)計(jì)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(jì)算時(shí)系統(tǒng)的張力選擇

對(duì)前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行動(dòng)態(tài)模擬仿真過(guò)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(dòng)幅度及張緊輪臂的擺幅時(shí)，是基于系統(tǒng)張力設(shè)置在名義張力下；在校核最大附件軸承載荷時(shí)，是基于系統(tǒng)張力設(shè)置在最大靜態(tài)皮帶張力下。見(jiàn)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(zhǎng)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(jì)算結(jié)果卻是非常重要，可以用來(lái)支持校核附件支架的強(qiáng)度及附件軸承的壽命等。

3 動(dòng)態(tài)模擬仿真計(jì)算結(jié)果分析

利用SIMDRIVE軟件，輸入前面附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的相關(guān)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(jì)算結(jié)果分析

關(guān)于系統(tǒng)打滑率的評(píng)判準(zhǔn)則，行業(yè)內(nèi)一般認(rèn)為打滑率小于3%是比較穩(wěn)定的系統(tǒng)，不容易產(chǎn)生打滑和噪聲。通過(guò)仿真計(jì)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(fēng)扇帶輪上，而所有帶輪打滑率均小于1%。因此，可以認(rèn)為該系統(tǒng)工作非常穩(wěn)定，所有附件帶輪的打滑率均滿(mǎn)足要求。

3.2 皮帶抖動(dòng)模擬計(jì)算結(jié)果分析

通過(guò)仿真計(jì)算得到系統(tǒng)中各段皮帶的抖動(dòng)量如圖7所示。從圖中可以看出，最大的皮帶抖動(dòng)出現(xiàn)在第二層驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)中的最緊邊（曲軸風(fēng)扇段），最大的皮帶抖動(dòng)量為±7.6mm左右，而該段的皮帶長(zhǎng)度為250mm，所以該段皮帶的抖動(dòng)量百分比為±3%。對(duì)于皮帶的抖動(dòng)，行業(yè)內(nèi)普遍認(rèn)為小于±5%都不會(huì)產(chǎn)生異常噪聲。所以，本系的統(tǒng)計(jì)算結(jié)果是完全可以接受的。

3.3 張緊輪臂的抖動(dòng)幅度模擬計(jì)算

張緊輪擺動(dòng)幅度計(jì)算結(jié)果如圖8、圖9所示。在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為850 r/min時(shí)，張緊輪抖動(dòng)的最大幅度為3.9mm。本設(shè)計(jì)中選用的張緊輪臂長(zhǎng)為90 mm，所以擺動(dòng)幅度為2°左右。張緊輪抖動(dòng)幅度過(guò)大，對(duì)張緊輪的壽命是有很大的不利影響，業(yè)內(nèi)供應(yīng)商對(duì)于張緊輪的抖動(dòng)幅度，普遍認(rèn)為小于3°都是可以接受的。

3.4 附件軸承載荷模擬計(jì)算結(jié)果分析

通過(guò)計(jì)算得到了各個(gè)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(duì)各個(gè)附件進(jìn)行了軸承壽命校核，及對(duì)附件支架進(jìn)行了強(qiáng)度校核，均滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求。

4 結(jié)束語(yǔ)

通過(guò)本次對(duì)該型柴油機(jī)前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行動(dòng)態(tài)模擬仿真，得到了該柴油機(jī)附件系統(tǒng)在各種極限工況下的打滑率、皮帶抖動(dòng)、張緊輪擺動(dòng)幅度，并進(jìn)行了計(jì)算結(jié)果的分析評(píng)價(jià)。認(rèn)為該系統(tǒng)工作比較穩(wěn)定，所選擇的皮帶及設(shè)定的皮帶張力均滿(mǎn)足設(shè)計(jì)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(guò)計(jì)算也得到了各個(gè)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(guò)軸承壽命的校核，在該惰輪上采用雙列球軸承后，也能滿(mǎn)足發(fā)動(dòng)機(jī)的設(shè)計(jì)壽命要求。

1李豐軍，劉長(zhǎng)波.CA6110系列發(fā)動(dòng)機(jī)前端多楔帶附件傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)與開(kāi)發(fā)[J].汽車(chē)技術(shù)，2002.

2張毅.蛇形帶傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)的研究[D].西北工業(yè)大學(xué)，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.