客車空調壓縮機多楔輪系的布置及傳動計算

黃仕陽

（廈門金龍聯合汽車工業有限公司，廈門 361023）

客車空調壓縮機多楔輪系的布置及傳動計算

黃仕陽

（廈門金龍聯合汽車工業有限公司，廈門 361023）

介紹空調壓縮機多楔輪系布置結構及其優點，以實例論述多楔帶計算過程及計算方法。

空調壓縮機；多楔輪系；傳動計算

1 概述

目前，國內客車空調壓縮機一般是固定安裝在客車底盤的車架上，用V型帶與發動機相連實現傳動。因此，不可避免會出現如下幾個問題：結構相對復雜，成本高；V型帶傳動平順性不太理想，傳動噪聲大，且容易發生振動、翻帶；驅動皮帶的拉力影響動力總成懸置系統，影響其隔振效果；皮帶需要定期張緊維護。由于傳統結構的這些缺點，這里探討一種新結構并引用實例介紹傳動計算方法。新結構把空調壓縮機集成、固定在發動機上，采用多楔帶傳動，實現優化NVH特性；提高皮帶傳動平順性，提高效率；防止翻帶，提高皮帶可靠性和使用壽命[1]；結構緊湊、節省空間；提高裝配及生產效率；減少零件數量，降低成本及性能優化。

新結構如圖1所示。空調壓縮機5通過壓縮機支架6與發動機1剛性連接，消除驅動皮帶拉力對發動機懸置軟墊的影響；壓縮機支架6下方安裝發動機懸置軟墊8，利用懸置軟墊實現對空調壓縮機的隔振。驅動皮帶3采用多楔帶代替目前的V型帶，并用自動張緊器張緊在驅動皮帶松邊[2]，驅動皮帶的緊邊用惰輪壓緊并限制驅動皮帶的抖動，實現傳動平順，降低噪聲、振動，提高皮帶壽命。

2 空調壓縮機多楔輪系設計計算

某車型的空調壓縮機多楔輪系結構如圖2所示。發動機曲軸皮帶輪隨發動機順時針旋轉。由于曲軸皮帶輪與空調壓縮機的跨距較大，因此，在皮帶緊邊增加一個惰輪限制皮帶的抖動。自動張緊器布置在皮帶的松邊，張緊器安裝角度為張緊器搖臂與水平方向的夾角。該布置實現曲軸皮帶輪和空調壓縮機較大的皮帶包角[3-5]。

該車型的空調壓縮機與發動機轉速的傳動比為1∶3，因此，可以根據空調壓縮機的功率特性得到空調壓縮機隨發動機轉速變化的輸入功率曲線，如圖3所示。

2.1 空調壓縮機驅動力計算

式中：V為多楔帶線速度，m/s；D為曲軸皮帶輪有效直徑，m；n為發動機轉速，r/min。

式中：F為壓縮機驅動力，N；Tt為皮帶緊邊拉力，N；Ts為皮帶松邊拉力，N；P為空調壓縮機的功率，W；V為多楔帶線速度，m/s。

由式（2）可求得壓縮機驅動力隨發動機轉速變化的曲線圖3。

2.2 皮帶預緊張力計算

皮帶預緊張力的大小依賴驅動功率以及皮帶包角的大小，以保證輪系正常工作不打滑為基本原則。預緊張力是由張緊器的扭矩來提供，張緊器的角變形產生一定的扭矩，進而提供給皮帶產生張力[6-7]。本車型選擇的張緊器的隨角變形變化的扭矩曲線如圖4所示，其中上線為張緊器扭矩隨角變形增大而增大的曲線，下線為張緊器回位時的曲線。上線與下線之間形成的差值為張緊器的阻尼。張緊器阻尼在這里很有用處，因為阻尼可以吸收發動機瞬間扭振，保證系統不打滑。上線與下線的平均值為張緊器平均扭矩。圖4所示的張緊器工作的角變形范圍為5°～50°，平均扭矩為17～28 N·m。

本張緊器的扭矩方向為順時針張緊，因此，可設定張緊器角變形5°～50°對應的張緊器安裝角度為125°～170°。根據張緊器的扭矩曲線，利用幾何關系就可以用MATLAB編程算出不同角變形下的皮帶預緊張力的大小。圖5為本車型的計算結果。

2.3 皮帶長度計算

1）汽車多楔帶介紹[6-8]。汽車多楔帶一般采用PK型號。其結構由帶背織物、抗拉體、粘合膠、楔膠組成。帶背織物作用是保護抗拉體、承受張緊輪摩擦?？估w承擔帶的主要拉力。楔膠由耐寒、耐熱的橡膠組成，作用是傳遞摩擦力，承受橫向拉力。如圖6所示，多楔帶上有數個齒峰，齒峰個數代表楔數。楔數的多少可以根據實際情況合理選擇，汽車上用的多楔帶一般不用超過10楔。多楔帶與V型帶相比有傳動平順、噪聲低、振動低、可驅動多個負載、大彎曲等優點[9-10]。

帶的有效長度是將帶安裝在圖7的測量裝置上進行測量。測量時在測量輪（圖7右邊的帶輪）上施加每楔100 N的F力，然后測量兩帶輪的中心距E，并用式（3）標稱出多楔帶的有效長度Le。該長度與楔數一同標記在出廠的皮帶上，如10PK1850，10表示10楔，PK表示齒型，1850表示長度（mm）。

式中：Le為帶的標稱有效長度；Emax為帶輪中心距最大值；Emin為帶輪中心距最小值；Ue為測量帶輪的有效圓周長。

2）實際輪系中皮帶長度計算及選擇。由于帶在測量長度時需施加拉力，并且帶在實際安裝時受到預緊拉力，因此，實際輪系系統中，皮帶最終長度需要根據皮帶的彈性模量進行計算。本車型選用皮帶的彈性模量60000 N/Rib（每楔皮帶伸長100%時所受的力），利用幾何關系就可以用MATLAB編寫程序算出實際輪系系統中皮帶有效長度與張緊器位置關系的曲線圖。圖8是本車型的張緊器在不同的角變形下對應皮帶有效長度的曲線圖。

張緊器安裝角度155°的位置對應張緊器角變形35°作為張緊器的名義位置。因此，對應皮帶名義長度可以選取1840 mm±5 mm。皮帶在使用過程中可能伸長1%，由圖8可以看出，皮帶伸長1%加上皮帶公差，皮帶長度可能在1835～1863 mm之間，也處在張緊器的工作范圍之內。

2.4 輪系動態校核

1）皮帶緊邊張力計算。皮帶松邊張力Ts＝皮帶預緊張力，因此，皮帶的緊邊張力Tt根據公式（2）計算得出。圖9為利用MATLAB計算本車型的皮帶緊邊張力在發動機不同轉速下隨角變形的曲線圖。

可見皮帶可能的最大拉力為1300 N。

式中：S為皮帶打滑系數；μ為皮帶摩擦系數；α為皮帶包角。

本車型用MATLAB計算皮帶在不同的發動機轉速下，不同的張緊器角變形的打滑系數如圖10所示。

從圖10中可以看出，在發動機800～2200 r/min的工作轉速，在張緊器角變形的范圍內，打滑系數都滿足大于1的條件。

2.5 皮帶壽命估算

由于多楔帶為橡膠材料，不僅承受循環變化的負荷作用，還受環境溫度、輪系對齊度等諸多因素的影響，因此,很難找到一個準確的計算公式，一般采用經驗公式估算。這里采用蓋茨公司的估算公式[1，4]。

對于內側輪：

對于背部輪：

式中：FR為疲勞率；tt為每楔緊邊張力，N；PD為皮帶輪的節圓直徑（取輪系系統中最小的節圓直徑的帶輪進行計算），mm；V為帶速，m/s。

式中：CP為皮帶壽命，h；EL為皮帶長度，mm。

本車型采用10PK的皮帶，PD取輪系中最小的節圓直徑，其壽命MATLAB計算結果如圖11所示。

從圖11可以看出，張緊器的角變形越大，皮帶壽命越短；張緊器名義位置在35°時，在不同的發動機轉速下，皮帶的壽命在2000～15000h之間。結合該車70%時間以80～100km/h的車速運行在高速路上的情況，可以估算出皮帶運行整車公里數大概在400000～600000km。

3 結束語

汽車多楔帶的應用在轎車上已經非常普遍。目前客車上應用比較多的是發電機；而客車空調壓縮機采用多楔帶的設計國內還比較少。由于空調體積較大，振動厲害等條件決定了該結構布置存在一定的困難。本文介紹的例子采用MATLAB仿真計算多楔帶的張力、長度、打滑系數以及壽命估算等，在設計中非常實用。

[1]劉文海，范志先.發動機帶傳動中皮帶壽命提高方法研究[J].客車技術與研究，2009，33（3）：14-16.

[2]呂兆平.多楔帶輪系設計基礎[J].企業科技與發展，2008，（18）

[3]李豐軍,劉長波.CA6110系列發動機前端多楔帶附件傳動系統設計與開發[J].汽車計算，2002,（11）

[4]王彬.CA488 型發動機多楔帶輪系的開發[J].汽車技術，1996，（5）

[5]俞培泳，張敏.TJ376QE發動機多楔帶輪系的開發[J].汽車技術，2004，（2）

[6]吳昕.多楔帶輪系的布置、計算和壽命分析[J].汽車技術，1997，（2）

[7]徐灝.機械設計手冊[K].北京：機械工業出版社，2003.

[8]吳貽珍.HNBR及其在汽車傳動帶中的應用[J].橡膠工業，2002，（4）

[9]黃靖.多楔帶及其生產工藝和設備[J].橡膠工業，2002，（2）

[10]GB 13552-2008,汽車多楔帶[S].北京：中國標準出版社，2008.

修改稿日期：2012-05-20

Layout and Transmission Calculation of Bus/Coach Air Conditioner Compressor with Poly-rib Belt-wheel System

HUANGShi-yang
(Xiamen KingLongUnited Automotive IndustryCo.,Ltd,Xiamen 361023,China)

Theauthorintroducesthelayoutstructureoftheairconditionercompressorwithpoly-ribbelt-wheelsystem and its advantages.He presents the calculation process and calculation method taking an example of poly-rib belt-wheelsystem.

air conditioner compressor;poly-rib belt-wheel system;transmission calculation

U463.83+1

A

1006-3331（2012）04-0013-04

黃仕陽（1981-），男，發動機工程師；研究方向：客車發動機的匹配及應用。