發(fā)電機皮帶輪脫落故障分析

張恒先

（奇瑞汽車股份有限公司動力總成技術中心 241000)

發(fā)電機皮帶輪脫落故障分析

張恒先

（奇瑞汽車股份有限公司動力總成技術中心 241000)

摘要：某柴油發(fā)動機在試車過程中出現多次發(fā)電機皮帶輪脫落的故障，本文從影響發(fā)電機皮帶輪脫落的主要因素出發(fā)，對發(fā)動機的試驗工況和前端輪系報告進行分析，計算各種工況下皮帶輪所受的反向扭矩，尋找出引起發(fā)電機皮帶輪脫落的原因，并提出整改措施。

關鍵詞：柴油機；皮帶輪；反向扭矩

中圖分類號：U464.9

文獻標識碼：A

0 引言

發(fā)電機皮帶輪脫落是指皮帶輪擰緊螺栓松脫后，皮帶輪脫離發(fā)電機軸，進而影響發(fā)動機前端輪系工作。本文針對這種多次出現的故障，從發(fā)動機前端輪系、發(fā)動機扭振和發(fā)電機皮帶輪擰緊方式等主要方面進行深入分析，從根本上找到故障原因，并提出改進措施。

1 故障背景

2014年12月，某型號國四標準柴油發(fā)動機OBD診斷及OBD功能標定試驗運行時長20 h，在運行完PowerMap后，回到怠速時，位于發(fā)動機左下方的發(fā)電機皮帶輪脫落。

2015年5月，另一臺某型號柴油發(fā)動機起重機用選擇性催化還原系統(tǒng)（SCR）性能驗證試驗運行50 h，發(fā)動機轉速穩(wěn)定在1 300 r/min時，位于前端輪系左下方的發(fā)電機皮帶輪脫落，故障件如圖1所示。

圖1 故障件狀態(tài)

2 故障分析

2.1 故障調查

從現場了解的信息和故障件拆檢發(fā)現，2起發(fā)電機皮帶輪脫落故障的相同點如下。

①柴油發(fā)動機均為不同編號的試驗機。

②柴油發(fā)動機前端輪系為雙發(fā)電機，前端輪系發(fā)電機速比為5.0，皮帶均為10楔（10PK）。

③故障件均為同一廠家發(fā)電機，故障發(fā)電機均位于左下方。

④從壓緊螺母和發(fā)電機軸及帶輪分析，帶輪脫落是個緩慢的過程，如圖2所示。

圖2 螺母和發(fā)電機軸狀態(tài)

2.2 失效機理判斷

根據以上分析可以判斷，發(fā)電機皮帶輪的失效機理為：發(fā)動機在試驗過程中的急減速工況，會在壓緊螺母上產生一個反向松脫力矩，經過長時間的作用，使螺母緩慢松動，最終導致皮帶輪從發(fā)電機軸上脫落。

2.3 故障原因分析思路

鑒于發(fā)電機皮帶輪故障重復出現，且具有多處共同點，分析思路如下。

①分析發(fā)電機設計關鍵點。目的是找到存在風險的關鍵點，確定分析方向。

②計算急減速試驗時發(fā)電機皮帶輪所受的反向扭矩。目的是分析試驗工況產生的反向扭矩對發(fā)電機皮帶輪的影響。

③計算輪系所能提供給發(fā)電機的最大扭矩。目的是與②中的計算結果對比，判斷皮帶在試驗中是否會打滑。

④聯(lián)系廠家確認發(fā)電機在設計過程中是否做過急加/減速試驗并獲取試驗工況數據進行分析。目的是與發(fā)動機試驗工況對比，分析兩者對發(fā)電機皮帶輪產生的反向扭矩強度。

⑤計算同一工況不同速比下發(fā)電機皮帶輪所受的反向扭矩。目的是對比同一工況不同速比下發(fā)電機的反向扭矩與發(fā)電機廠家的急加/減速試驗產生的反向扭矩，分析它們之間的大小。

⑥計算發(fā)電機加載時對反向扭矩的影響。目的是分析同一發(fā)動機試驗工況下，發(fā)電機加載時對反向扭矩的影響。

⑦分析曲軸扭振對發(fā)電機皮帶輪的影響。目的是排除扭振對發(fā)電機皮帶輪脫落的影響。

⑧計算皮帶對發(fā)電機皮帶輪反向扭矩的影響。目的是分析皮帶對扭振的緩解程度。

⑨計算張緊輪對發(fā)電機皮帶輪反向扭矩的影響。目的是分析張緊輪對扭振的緩解程度[1]。

3 故障排查

3.1 分析發(fā)電機設計關鍵點

分析此故障，首先排查與發(fā)電機相關的設計關鍵點是否合理，主要有以下幾方面。

(1)發(fā)電機皮帶輪包角

不同功率的發(fā)電機對包角的要求有差別，如圖3所示。故障發(fā)電機的額定電流大于65 A，則包角要求大于82.5°，實際設計包角為154.0°，滿足設計要求。

圖3 常用多楔帶推薦使用的最小包角

(2)發(fā)電機皮帶輪直徑和速比

故障發(fā)電機皮帶輪直徑為54 mm，大于45 mm，滿足設計要求。

發(fā)電機的實際速比為5.0，比常用速比大，存在設計風險，有可能為故障原因，后續(xù)進行重點分析。

3.2 計算發(fā)電機帶輪所受的反向扭矩

經過工況分析，確定產生反向扭矩最大的工況為發(fā)動機的急加/減速試驗。工況描述：以每秒10 r/min的變化率從700 r/min升到2 650 r/min，在1～2 s的時間內從2 650 r/min降到700 r/min，耐久試驗循環(huán)工況如圖4所示。

圖4 瞬態(tài)循環(huán)耐久試驗循環(huán)工況圖

表1 發(fā)電機參數

已知發(fā)電機相關參數如表1所示。

經計算，發(fā)電機在試驗過程中所受的最大反向扭矩M1為4.70 N.m，小于32.90 N.m的極限值。

結論：假設皮帶不打滑，發(fā)電機在急減速時所受的反向扭矩遠遠小于要求值。

3.3 計算輪系所能提供給發(fā)電機的最大扭矩

根據皮帶傳動的特性，皮帶在皮帶輪上的滑動角等于包角時，為皮帶打滑的臨界位置，即此時的有效力最大。

已知相關參數如表2所示。

根據歐拉公式計算輪系緊邊力F2為1 261.85 N。

根據松緊邊力與有效力之間的關系，計算有效力F3為760.85 N。

根據公式計算輪系所能提供給發(fā)電機皮帶輪的最大扭矩如下。

M2=F3×R=20.54 N.m

M1=4.70 N.m

M2＞M1

結論：在急減速工況下，發(fā)電機皮帶輪與皮帶之間不會出現打滑現象[2]。

表2 輪系參數

3.4 分析發(fā)電機急加/減速試驗工況

通過與廠家聯(lián)系得知，發(fā)電機在開發(fā)過程中也需要做急加/減速試驗，細信工況詳息如圖5所示，工況描述如下。

在0.4 s的時間內，發(fā)電機轉速由12 000 r/min升到18 000 r/min，在1.6 s內再從18 000 r/min降到12 000 r/min，環(huán)境溫度90±10℃，軸載荷1 000±100 N，試驗時間500 h，12 s一個試驗周期，循環(huán)試驗15萬次。

根據廠家提供的試驗工況，計算發(fā)電機皮帶輪的反向扭矩如下。

M2=F3×R =1.81 N.m

M1=4.70 N.m

M2＜M1

結論：發(fā)電機開發(fā)急加/減速試驗條件不如在發(fā)動機上的試驗條件苛刻。

圖5 發(fā)電機急加/減速試驗規(guī)范

3.5 分析不同速比下皮帶輪所受的反向扭矩

選擇3.5、4.0和5.0這3個發(fā)電機速比，在發(fā)動機的瞬態(tài)循環(huán)耐久試驗下，分別計算其反向扭矩，并與發(fā)電機開發(fā)時的急加/減速試驗中的反向扭矩進行比較。

(1)發(fā)動機在1 s的時間內從2 650 r/min降到700 r/min，計算不同速比的反向扭矩如下。

速比為3.5時的反向扭矩為3.28 N.m。

速比為4.0時的反向扭矩為3.76 N.m。

速比為5.0時的反向扭矩為4.72 N.m。

(2)發(fā)動機在2 s的時間內從2 650 r/min降到700 r/min，計算不同速比的反向扭矩如下。

速比為3.5時的反向扭矩為1.64 N.m。

速比為4.0時的反向扭矩為1.88 N.m。

速比為5.0時的反向扭矩為2.36 N.m。

結論：如果發(fā)動機在1 s內轉速從2 650 r/min降到700 r/min，3個速比下發(fā)電機的反向扭矩均大于其在急加/減速下產生的反向扭矩，如果發(fā)動機在2 s內轉速從2 650 r/min降到700 r/min，3.5速比下發(fā)電機的反向扭矩小于其在急加/減速下產生的反向扭矩，4.0速比下發(fā)電機的反向扭矩略大于其在急加/減速下產生的反向扭矩，5.0速比下發(fā)電機的反向扭矩大于其在急加/減速下產生的反向扭矩。

3.6 分析發(fā)電機加載時對反向扭矩的影響

分析發(fā)電機在發(fā)動機瞬態(tài)循環(huán)耐久試驗循環(huán)工況下的加載情況，產生反向扭矩最大的時間出現在循環(huán)周期的19.0～19.5時間，此段時間為加載降速階段，發(fā)動機加速度a=83.78 rad/s，按速比為5.0計算，發(fā)電機加速度a=418.88 rad/s。

計算負載扭矩與急減速時的反向扭矩并比較。

負載扭矩M6為4.91 N.m。

反向扭矩M7為1.93 N.m。

由計算結果可知，負載扭矩M6比反向扭矩M7大，且二者的方向是相反的。

結論：發(fā)電機在發(fā)電過程中，因存在轉子阻扭矩，負載扭矩和反向扭矩的方向是相反的，且負載扭矩M6比反向扭矩M7大，所以，發(fā)電機發(fā)電狀態(tài)時的急減速過程不會產生反向扭矩。

3.7 分析曲軸扭振對發(fā)電機皮帶輪的影響

發(fā)動機在運行的過程中，由于曲軸的扭振會相應地產生反向的角加速度，隨著轉速的提高而升高。結合此款柴油發(fā)動機前期的扭振試驗報告數據，扭振加速度的最大值為25 m/s2，以此值計算發(fā)動機減振器皮帶輪所需的扭矩值很大，即發(fā)動機扭振產生的角加速度不能按照5倍速比傳遞到發(fā)電機，曲軸扭振在發(fā)電機帶輪處產生的最大反向扭矩受發(fā)電機帶輪處皮帶所能提供的最大有效力限制，為3.2中所計算出的M1。

3.8 分析皮帶對發(fā)電機皮帶輪反向扭矩的影響

皮帶受力時會被拉長，從而可以緩解發(fā)動機扭振對發(fā)電機皮帶輪的影響，下面通過計算來證明發(fā)動機扭振產生的加速度對發(fā)電機皮帶輪的影響程度，輪系布置如圖6所示。

發(fā)動機扭振角度限值α0＜0.2°，減振器皮帶輪的直徑D為280 mm，則扭振角度對應的弧長計算如下。

L=π×280×0.2÷360=0.49 mm

根據皮帶廠家提供的數據，1PK皮帶施加50 N的拉力會比自然狀態(tài)伸長0.35%，1PK皮帶施加100 N的拉力在自然狀態(tài)基礎上伸長0.7%。圖7為皮帶施加的拉力與伸長量之間的關系曲線，由此可見，二者基本成線性關系。

圖6 輪系布置圖

圖7 皮帶變形與拉力關系曲線

發(fā)電機皮帶輪到減振器皮帶輪之間的跨度包括發(fā)電機皮帶輪到張緊輪的跨度和張緊輪到減振器皮帶輪的跨度2段，即L1為293.07 mm。發(fā)動機扭振在此段上對皮帶產生的伸長率計算如下。

β=L/L1=0.167%

不考慮張緊輪對扭振的吸收作用，發(fā)動機扭振在發(fā)電機皮帶輪上產生的扭振計算如下。

M8=1 000×（0.167÷0.7）×0.027=6.45 N.m

結論：在未考慮張緊輪處吸收的扭振影響的情況下，計算出的扭振在發(fā)電機皮帶輪處的反向扭矩為6.45 N.m，小于廠家提供的發(fā)電機皮帶輪所能承受的反向扭矩值。

3.9 分析張緊輪對發(fā)電機反向扭矩的影響

張緊輪支板擺角25°，平均扭轉、回復扭矩40.20±4.00 N.m，臂長85 mm，使其擺動力的范圍為425～520 N。從擺動幅度及安裝位置分析，發(fā)電機帶輪處增加的有效力小于50 N，則扭振對其產生的反向扭矩計算如下。

M9=50×0.027=1.35 N.m

結論：皮帶伸縮變化產生的拉力使張緊輪產生抖動，皮帶伸長和張緊輪抖動共同消弱發(fā)動機扭振對發(fā)電機皮帶輪的影響，使扭振產生的反向扭矩會遠小于1.35 N.m，即可以忽略不計發(fā)動機扭振傳遞到發(fā)電機皮帶輪上的反向扭矩[3]。

3.10 結論

經過以上分析和計算結果可知，在發(fā)動機的試驗過程中，發(fā)電機皮帶輪急減速產生的角加速度作用，產生反向扭矩。加之發(fā)電機的速比較大，同一發(fā)動機工況下，在一定程度上提高了作用在發(fā)電機皮帶輪上的反向扭矩。一定大小的反向扭矩對擰緊力矩有個持續(xù)的累加影響，會使螺栓緩慢松脫，導致皮帶輪脫落，這也是發(fā)電機廠家在產品設計過程中需要做急加/減速試驗的原因。

4 改進措施

綜上所述，為了避免發(fā)電機皮帶輪脫落故障的再次發(fā)生，采取以下措施進行改進。

①根據計算分析結果，控制發(fā)電機速比不超過4.0。

②要求廠家采用轉角控制的方法來提高發(fā)電機皮帶輪壓緊螺栓的擰緊力矩。

作者簡介:

張恒先，碩士，工程師，研究方向為新能源動力總成集成設計。