BAS 減振皮帶輪緊固系統(tǒng)的正向開發(fā)

曹培元 袁峰 錢鵬

（泛亞汽車技術中心有限公司，上海 201201）

主題詞：緊固系統(tǒng) 彎矩分析 滑移試驗 發(fā)動機前端輪系

1 前言

整車排放法規(guī)政策的變化正在促使主機廠開發(fā)更高效節(jié)能的發(fā)動機，發(fā)動機的小型化、輕量化及經(jīng)濟性也是目前的主流技術發(fā)展方向。在追求更高效率發(fā)動機的同時，能量的再回收利用也是主要研究方向之一。目前市場上動力回收方案中運用較多的是48 V BAS（Belt Alternator Starter）系統(tǒng)，該系統(tǒng)是一種微混動力系統(tǒng)，用MGU（Motor Generator Unit，起動機發(fā)電機集成單元）代替?zhèn)鹘y(tǒng)的起動電機和發(fā)電機，對發(fā)動機的變動小，成本增加少，可使車輛的燃油經(jīng)濟性提高10%～12%，不但實現(xiàn)了能量回收，同時還具備了加速助力的功能。

發(fā)動機附件系統(tǒng)主要由前端皮帶輪驅動，傳統(tǒng)發(fā)動機的附件系統(tǒng)只作為負載，而BAS系統(tǒng)的運用使得發(fā)動機前端附件系統(tǒng)的工況發(fā)生了變化，從單純的負載，變成了特定工況下MGU輸出扭矩；皮帶輪系的結構和受力情況也變得更復雜，因此對該位置的緊固系統(tǒng)提出了新的挑戰(zhàn)[1]。皮帶輪螺栓在發(fā)動機運行時受到交變的扭轉載荷，是發(fā)動機的關鍵緊固件，它的失效會導致整個附件系統(tǒng)的失效，甚至影響整車的安全性能[2]。本文針對BAS系統(tǒng)的皮帶輪緊固系統(tǒng)，提出了正向開發(fā)流程和方法，將理論計算與驗證試驗相結合，開發(fā)出可靠的緊固系統(tǒng)，結果顯示仿真與實際情況一致，有較好的前期設計指導作用。

2 48 V系統(tǒng)前端附件系統(tǒng)的仿真計算

發(fā)動機減振皮帶輪通過螺栓被緊固于曲軸前端，中間穿過正時鏈輪。正時鏈輪是把扭矩從曲軸傳遞到整個正時系統(tǒng)和附件系統(tǒng)的動力傳輸樞紐，同時也是前端緊固系統(tǒng)中接觸面積最小，設計最薄弱的一環(huán)，因此在后續(xù)的緊固設計校核和CAE分析中，主要分析鏈輪前后結合面的承載最大扭矩、應力分布和相對滑移力矩。

本文研究的發(fā)動機前端附件系統(tǒng)布置模型簡化后如圖1所示，附件系統(tǒng)通過皮帶連接于曲軸前端皮帶輪，從左下角曲軸減振皮帶輪開始順時針為張緊器、MGU、張緊器、空調(diào)壓縮機，水泵由于其慣量較小，因此在該模型中不做研究。

圖1 發(fā)動機前端附件系統(tǒng)結構示意

搭載48 V系統(tǒng)的車輛可以實現(xiàn)加速助力、發(fā)動機起停及能量回收等功能，在不同的模式和瞬時轉速波動下，由皮帶輪傳遞到鏈輪上的扭矩大小和方向也一直發(fā)生著交變。因此在設計前期傳遞扭矩大小的計算和輸入是設計緊固系統(tǒng)的重要輸入，但是傳統(tǒng)發(fā)動機與微混發(fā)動機的運行模式存在差異，無法將臺架測量值直接作為參考。在本次研究中借用AMESim仿真軟件建立曲軸系和前端附件系統(tǒng)的動力學模型，針對開發(fā)中的某款發(fā)動機，計算不同F(xiàn)EAD（Front End Accessory Drive）加載工況和不同BAS模式下的鏈輪處瞬時動態(tài)扭矩[3]，從而作為緊固系統(tǒng)的設計輸入，并協(xié)助評估鏈輪打滑的設計風險。

前端附件系統(tǒng)的CAE仿真模型如圖2所示，動力傳輸至前端附件系統(tǒng)后，經(jīng)過皮帶將能量傳遞到MGU與空調(diào)壓縮機。空調(diào)壓縮機在系統(tǒng)中是一個負載阻力矩，MGU在加速、啟動等工況下是助力矩，而在回收動能情況下是阻力矩。邊界條件輸入需要各個前端附件的慣量，MGU最大功率扭矩和發(fā)動機的扭矩輸出。

由于發(fā)動機的轉速波動，因此同時存在正負扭矩值。通過仿真計算可以得到最大扭矩值與最小扭矩值分別出現(xiàn)在MGU助力加速工況和空壓機最大負載下的MGU能量回收工況，其大小分別為204 N·m與-201 N·m，如圖3、圖4所示，具體計算結果見表1。該最大扭矩值是后續(xù)設計緊固系統(tǒng)的輸入，同時也是后期驗證試驗的重要比較對象。

圖2 前端附件系統(tǒng)CAE模型

圖3 MGU加速與空調(diào)負載工況下鏈輪處動態(tài)扭矩

圖4 MGU能量回收與空調(diào)負載工況下鏈輪處動態(tài)扭矩

表1 全負荷時MGU及前端附件系統(tǒng)不同工況下最大、最小扭矩

3 緊固件設計計算與開發(fā)流程

曲軸前端傳動系統(tǒng)是通過零件之間的摩擦力傳遞扭矩，摩擦力與接觸面的摩擦系數(shù)和螺栓夾緊力直接相關。緊固系統(tǒng)的設計和校核可以通過式（1）計算得出，需要滿足在一定夾緊力、摩擦系數(shù)和接觸面尺寸下，摩擦力產(chǎn)生的扭矩大于邊界接口所需的最大扭矩，并且設計時需要考慮一定的安全系數(shù)，以滿足瞬態(tài)工況時的扭矩波動。從公式可以看出在滿足安全系數(shù)的設計前提下，設計合適的接觸面尺寸、特征和裝配力是整個前端附件傳動系統(tǒng)設計的關鍵。

式中：F為螺栓夾緊力

r為作用半徑

μ為接觸面摩擦系數(shù)

Cf為安全系數(shù)

M為最大傳遞扭矩

r的作用半徑與最小截面的接觸面積有關，中間零件鏈輪可以簡化為通孔圓柱體，因此r作用如式（2）。

式中：r1為內(nèi)徑；r2為外徑。

接觸面的尺寸特征需要滿足布置空間要求和整個傳動系統(tǒng)的要求，設計改進空間小且收益不大，在此不做討論。因此本文緊固系統(tǒng)設計主要分析摩擦系數(shù)改善和緊固件選型。

3.1 摩擦系數(shù)的確認

由于48 V混動系統(tǒng)的特殊工況導致最大傳遞扭矩的增加，在各個接觸面上瞬時都存在傳遞雙向力矩的情況，通過上一節(jié)的CAE分析得出了最大的扭矩值，根據(jù)設計公式摩擦系數(shù)也是關鍵因素，在此分析比較了2種常見鏈輪接觸面特征：凸筋和激光刻槽。鏈輪是傳遞扭矩的中心部件，其接觸面又是傳遞過程中的薄弱環(huán)節(jié)，因此摩擦系數(shù)的控制更加重要。2種鏈輪接觸面的摩擦系數(shù)可以通過第4節(jié)的滑移試驗和計算公式推算，根據(jù)以往滑移試驗結果，帶凸筋結構接觸面的摩擦系數(shù)為0.4，帶激光刻槽結構的接觸面的摩擦系數(shù)為0.8。

圖5 鏈輪接觸面上的凸筋特征與激光刻槽示意

3.2 緊固件規(guī)格選擇

根據(jù)上節(jié)確定的2種接觸面特征和對應的摩擦系數(shù)，通過公式計算所需的螺栓最小預緊力，計算結果見表2，從而選擇所需的皮帶輪固定螺栓規(guī)格，具體螺栓規(guī)格的載荷對應表，見表3。通過計算可以得出M14螺栓可以配合2種接觸面特征，夾緊力與摩擦力都能滿足功能要求；M12螺栓在配合凸筋形式的鏈輪時，夾緊力必須達到屈服才能滿足要求。皮帶輪螺栓作為運動件，夾緊力衰減更大且其失效后的后果嚴重，因此M12螺栓配合激光刻槽的鏈輪才能充分滿足功能要求，同時也滿足了整機輕量化、小型化的需求。M14螺栓方案可以避免激光刻槽的高成本工藝，使零件簡單化?？紤]到與傳統(tǒng)發(fā)動機的零件防錯問題，這里選擇M14螺栓加激光刻槽鏈輪方案作為后續(xù)計算分析的主要方案。

表2 緊固件螺栓最小預緊力計算表

表3 緊固件螺栓載荷

4 前端附件皮帶輪的彎矩影響分析

48 V前端附件的減振皮帶輪由于其中的減振結構導致零件厚度較大，因而導致其緊固件比傳統(tǒng)發(fā)動機更長。皮帶以及正時鏈條的張力使整個緊固系統(tǒng)承受彎矩[4]，彎矩過載會導致零件屈服變形失效和結合面滑移失效，因此這里通過CAE的靜態(tài)分析，針對螺栓預緊力下和彎矩作用下，對比鏈輪前后結合面的應力分布情況。

在彎矩的作用下，鏈輪的2個接觸面上存在應力（CPRESS）增加區(qū)和應力減小區(qū)，如圖6所示。首先研究鏈輪同皮帶輪接觸面上的應力減小區(qū)，將只加載螺栓預緊力時接觸面的應力分布，與加載皮帶輪和鏈輪的彎矩負載時此接觸面的應力分布進行數(shù)據(jù)對比，應力減小區(qū)的數(shù)據(jù)匯總如圖7，可以看出受皮帶輪與鏈輪彎矩影響，此側平均應力值下降14%，當前緊固設計計算選取的安全系數(shù)可以覆蓋該影響，結合面不會發(fā)生滑移。

圖6 彎矩加載下皮帶輪側接觸面的應力分布

圖7 皮帶輪側接觸面的應力減小區(qū)比較

在接觸面的應力增加區(qū)呈現(xiàn)了相對應的應力分布情況，見圖8，在加載皮帶輪與鏈輪彎矩后應力平均上升14%。鏈輪接觸面的外輪廓比曲軸接觸面更大，在邊緣呈現(xiàn)應力集中。鏈輪使用的材料為馬氏體鋼，定義抗壓強度大于940 MPa，皮帶輪材料為球墨鑄鐵，抗壓強度大于800 MPa，CAE計算所得壓強均未超材料性能要求，因此沒有變形壓潰的風險。

圖8 皮帶輪側接觸面的應力增大區(qū)比較

鏈輪同曲軸端接觸面的仿真結果如圖9、圖10、圖11，在接觸面應力增加區(qū)域，施加彎矩負載比無負載時應力增加18%；在接觸面應力減小區(qū)域，有皮帶輪和鏈輪彎矩負載時比空載時應力減小17.4%。由于此側接觸面積比皮帶輪側更小，因此接觸面的整體平均應力更大，有皮帶輪和鏈輪彎矩負載時的影響比例也更大。曲軸材料為球墨鑄鐵，圖紙規(guī)定抗壓強度大于1 000 MPa，該計算應力在緊固系統(tǒng)設計的安全系數(shù)和材料的應力承受極限內(nèi)，因此該緊固系統(tǒng)是可靠的。

圖9 彎矩加載下曲軸側接觸面的應力分布

圖10 曲軸側接觸面的應力減小區(qū)比較

圖11 曲軸側接觸面的應力增大區(qū)比較

5 前端輪系緊固系統(tǒng)的驗證

皮帶輪螺栓的擰緊策略與夾緊力驗證，可以通過超聲波測量進行驗證，超聲波測量已經(jīng)在緊固領域得到廣泛的應用和認可[5]，但是僅皮帶輪螺栓夾緊力的驗證對整個前端輪系的緊固系統(tǒng)是不充分的，本文研究的鏈輪接觸面承受著交變的旋轉扭矩載荷，在臺架試驗前用皮帶輪的滑移試驗能充分評估鏈輪接觸面的可靠性及安全系數(shù)。試驗通過特殊加工的皮帶輪和旋轉工裝，使用扭緊槍在皮帶輪上施加扭矩，從而使鏈輪接觸面發(fā)生位移滑動，接觸面滑動時的扭矩值就是接觸面所能承載的最大扭矩值，皮帶輪的滑移試驗結構如圖12所示。

在本次的研究對象試驗中，實際測得的螺栓夾緊力約為115 kN，通過本文的計算公式可以得出接觸面能承受的最大扭矩值為1 298 N·m，測得的最大滑移扭矩為1 337 N·m，2者的一致性較好。

圖12 皮帶輪的滑移試驗示意

6 結論

本文針對某一款發(fā)動機提出了減振皮帶輪螺栓緊固系統(tǒng)的正向開發(fā)方法并進行了驗證，得出以下結論。

(1)通過理論計算與試驗數(shù)據(jù)積累的結合，開發(fā)了BAS皮帶輪的緊固系統(tǒng)，且最大滑移扭矩的計算值與試驗值基本吻合。

(2)利用CAE的前端附件仿真計算在前期預測接觸面的載荷，并分析了不同的附件加載工況。

(3)通過靜態(tài)CAE分析了附件系統(tǒng)彎矩和鏈輪彎矩的影響，并得出鏈輪2個接觸面不同的應力分布。

(4)臺架試驗前的皮帶輪滑移試驗可以有效地驗證前端輪系的緊固系統(tǒng)設計，規(guī)避在臺架驗證中的風險。