某發動機用自動張緊器張緊臂斷裂原因分析及改進優化

于超，曾超，程市，王景新

（內燃機可靠性國家重點實驗室，山東省濰坊市261061；濰柴動力股份有限公司，山東省濰坊市261061）

0 引言

多楔帶傳動已被廣泛應用于發動機行業[1]。因其為彈性體，運轉過程中受拉伸而變長，初始張緊力減小，而自動張緊器可維持合適的皮帶張緊力，所以能保證傳動系統工作正常。就機械傳動系統而言，其可靠性是指系統中所有零部件在規定的試驗載荷沖擊和振動下，完成耐久考核試驗的能力[2]。

文獻 [3-8]根據市場故障及輪系特性分析了發動機前端輪系 （_Front End Accessory Drive System，FEADS）某些零部件及系統的性能。這些零部件和系統通過優化均能得到良好的改進效果，這在一定程度上為前端輪系可靠性提供了保障。本優化項目亦是因市場反饋故障，經分析得出了故障原因，而提出不同的改進優化方案，然后進行驗證，并根據機械傳動系統可靠性，最終確定了改進優化方案，為設計方向提供了參考。

1 問題描述及初步分析

市場反饋，在整車道路試驗時，某新開發的發動機前端輪系中，外協件自動張緊器張緊臂斷裂。返回的故障自動張緊器如圖1所示。

圖1 故障件

在設計時，張緊臂采用壓鑄鋁合金材料。經質檢分析，斷口為疲勞裂紋擴展所致，原因極有可能為張緊臂受交變應力，薄弱處出現裂紋，最終擴展而發生斷裂。借助有限元分析方法加以佐證，并提出相應的改進優化方案。

2 問題的有限元分析

2.1 發動機前端輪系模型

根據發動機前端輪系布置，除惰輪、自動張緊器外，輪系主要由曲軸皮帶輪驅動風扇、水泵、發電機1、發電機2等附件。采用Simdrive 3D仿真分析軟件建立發動機前端輪系模型，如圖2所示。

圖2 發動機前端輪系計算模型

2.2 有限元分析邊界條件

2.2.1 幾何邊界條件及轉動慣量

根據發動機前端輪系布置，確定發動機前端輪系幾何邊界條件及轉動慣量參數，如表1所示。

2.2.2 張緊器受力分析

對于直列4缸發動機，主激勵諧次下的曲軸系扭轉振動特性曲線如圖3所示。

發動機前端輪系中，2個發電機的速比、性能均相同。2個發電機、風扇及水泵附件，在不同發動機轉速下的功率消耗曲線如圖4所示。

發動機前端輪系采用自動張緊器及聚酯線繩EPDM（三元乙丙橡膠）多楔帶。在扭轉檢測臺上測得自動張緊器 （名義位置為20°）的扭轉特性曲線，如圖5所示。

表1 發動機前端輪系幾何邊界條件及參數

圖3 曲軸系扭轉振動特性曲線

由發動機前端輪系模型，計算得從怠速至最高空車轉速下自動張緊器的張緊輪所受的最大合力情況，并作為有限元分析的邊界條件，間隔50 r/min進行取值。張緊輪所受合力大小及角度 （合力角度為受力方向與垂直向上方向的夾角）如圖6所示。

圖4 發動機附件功率消耗曲線

圖5 自動張緊器扭轉特性曲線

圖6 張緊輪受合力大小及角度

2.3 有限元分析

根據自動張緊器工作原理及受力特點，僅對張緊臂及自動張緊器軸螺栓進行簡化分析，采用2階C3D10I網格單元，細化斷裂區域，建立有限元模型，如圖7所示。

張緊輪合力作用點施加在軸螺栓中部。張緊臂采用壓鑄鋁YL112，彈性模量為71 000 MPa，泊松比為 0.33，密度為 2 760 kg/m3，軸螺栓采用40Cr，彈性模量為205 000 MPa，泊松比為0.29，密度為7 850 kg/m3。

圖7 有限元模型

在有限元分析軟件Abaqus中，輸入載荷條件（見圖6），分析不同轉速下張緊臂的應力值。從分析結果中可以看出，2 000 r/min時，張緊臂應力最大，為181.7 MPa，超出所應用材料的屈服極限159 MPa。2 000 r/min時張緊臂的應力分布如圖8所示。

圖8 張緊臂應力分布

由Abaqus軟件分析得到應力值，在FEMFAT軟件中，利用TransMAX模塊對張緊臂進行疲勞分析，所得高周疲勞安全系數結果如圖9所示。

圖9 張緊臂高周疲勞安全系數分布

從圖8和圖9可以看出，張緊臂在四方安裝孔處應力值超限。此處在不同轉速下受沖擊載荷時，應力變化較大，導致張緊臂疲勞安全系數較低。由此可佐證斷裂為疲勞所致。

3 問題的理論分析及自動張緊器通程化方程的建立

3.1 理論分析

主動輪和從動輪均會將因旋轉離心力及自身轉動慣量參數引起的擾動力傳入傳動裝置，使得系統中帶輪轉速并非為恒定值。系統運轉過程中，自動張緊器張緊臂的往復擺動，內部彈性元件的擴張或收縮，以調節自動張緊器的張緊輪實時壓緊多楔帶，保持系統中合適的皮帶張緊力，保證傳動系統正常工作，也使自動張緊器的張緊輪所受的合力為非恒定值。變化著的合力作用于張緊輪，而張緊輪通過軸承、軸螺栓等與張緊臂連接，使張緊臂不斷產生拉伸和壓縮的交變應力，工作一段時間后，薄弱處產生裂紋，最終導致張緊臂疲勞斷裂。

自動張緊器的往復擺動對輪系的性能有很大影響，為保障發動機前端輪系的可靠性，需對自動張緊器的受力特性進行分析。

3.2 自動張緊器通程化方程的建立

建立自動張緊器的通程化運動方程[9]，可分析自動張緊器的受力特性。某工作時刻，自動張緊器的受力情況如圖10所示。

圖10 自動張緊器受力示意圖

自動張緊器主要承受自身彈性元件和阻尼元件產生的力矩、慣性力矩、張緊輪重力矩及初始預載力矩，以及外部皮帶拉力產生的力矩及相鄰皮帶輪的慣性力矩。根據動量矩守恒定律，建立自動張緊器的運動微分方程：

式中，It為張緊臂轉動慣量，kg·m2；Ij為附件及對應帶輪轉動慣量 （j為附件帶輪編號，從曲軸皮帶輪逆時針開始計數， j=1，2，3， …）， kg·m2；Ct為自動張緊器阻尼剛度，Nm·s/rad；Kt為自動張緊器彈簧剛度Nm/rad，；θt為張緊臂轉角，rad；θ0為張緊臂初始轉角，rad；MF為合力扭矩，Nm；Ft為自動張緊器緊邊拉力，N；Fs為自動張緊器松邊拉力，N；R為張緊輪半徑，m；HB為多楔帶背面到中性層的距離，m；HBA為有效線差，m；MG為重力矩Nm，單位；M0為自動張緊器預載扭矩，Nm。

通過公式 （1）和公式 （2）可以看出，減小張緊臂轉動慣量，可抑制緊邊拉力與松邊拉力之差，使得自動張緊器的張緊輪受力較均勻，從而減小了張緊臂的拉伸及壓縮應力幅，提升張緊臂的疲勞安全系數。

4 結構優化

4.1 優化方案

原始結構最大應力超出屈服極限，最大應力出現區域主要在四方孔處。通過3維結構模型及實際鑄造模型 （圖1）可以看出，此處倒圓角半徑偏小，僅為0.5 mm，存在明顯的應力集中，故增大此處倒角，以平緩此過渡區域，從而可明顯降低應力集中，使張緊臂應力滿足設計要求。綜合張緊臂高周疲勞安全系數分布情況分析可知，僅增大過渡處倒角，一定程度上可提升張緊臂安全系數，但效果有限。

自動張緊器為外協件。供應商根據張緊臂故障分析結果，及與原始結構相同臂長，且安裝孔徑相同的自動張緊器的要求，提供了3種張緊臂結構優化的自動張緊器方案，如圖11所示。

圖11 3種張緊臂結構優化的自動張緊器方案

從圖11中可以看出，3種方案中，四方孔處結構強度均有所加強，主要區別在于方案1將四方孔移至張緊輪背面處，方案2將四方孔布置于張緊輪一側封閉，方案3為保留四方孔，將其移動至張緊臂外側邊緣。

鑒于整車發動機機艙中，發動機前端輪系安裝空間有限，結構布局要求日漸嚴苛，決定采用方案1或方案2。首先考查方案1和方案2的結構可靠性，若不能滿足要求，則在各自基礎上進行適度更改。

4.2 方案驗證

采用2.3節相同分析方法，分別計算方案1和方案2自動張緊器的應力分布情況。計算結果如圖12所示。

圖12 改進結構應力分布

從圖12中可以看出，2 000 r/min時，方案1張緊器的張緊臂應力最大值為55.4 MPa，方案2的張緊臂應力最大值為58.9 MPa，均低于所應用材料YL112的屈服極限159 MPa，結構強度滿足設計要求。

同樣，對2種方案張緊器的張緊臂進行疲勞分析，所得高周疲勞安全系數結果如圖13所示。

從圖13中可以看出，方案1和方案2張緊器的張緊臂疲勞安全系數均大于1，風險性較低，從結構可靠性而言，2種方案的結構均滿足設計要求。

另據公式1～2可知，減小張緊臂自身轉動慣量，可有效降低緊邊拉力與松邊拉力的力矩和，降低張緊輪合力，從而減小張緊臂的交變應力幅值，提升高周疲勞安全系數。

根據3維模型，以張緊臂與安裝基座中心點為原點建立笛卡爾坐標系，指向張緊輪中心為x軸，垂直上向為z軸，根據x軸和z軸確定y軸，如圖14所示。

圖13 改進結構高周疲勞安全系數分布

圖14 建立的笛卡爾坐標系

測得方案1張緊器的張緊臂繞z軸的轉動慣量，為7.08×10-4kg·m2；方案2的張緊臂繞z軸的轉動慣量，為7.48×10-4kg·m2。因此，綜合考慮張緊器結構可靠性、發動機前端輪系可靠性等因素，最終決定采用方案1張緊器。

對方案1張緊器，進行道路試驗及耐久考核試驗。直至試驗結束，未復發張緊臂斷裂情況，輪系動態性能亦滿足設計要求，驗證了方案1結構改進的合理性，有效確保了機械傳動系統的可靠性。

5 結論

目前整機零部件由眾多供應廠商分別供貨，單個零部件可靠性極有可能是機械傳動系統可靠性的掣肘，影響客戶滿意度。對道路試驗中暴露出的張緊臂斷裂故障情況，從張緊臂的材料及結構進行分析，并借助于有限元計算，佐證了故障原因分析。綜合考慮張緊臂的結構可靠性及其對發動機前端輪系可靠性的影響，提出幾種不同的結構方案，并采用有限元方法進行對比分析。分析結果表明，在結構可靠性均滿足設計要求的前提下，優先選用轉動慣量小的張緊臂，對輪系系統可靠性更優，更能提升機械傳動系統的可靠性。