48V發動機前端附件系統淺析

黃蔚　姚源　馮應超

摘 要：面對越來越嚴格的汽車油耗和排放法規，主機廠已經開始研究各種節油、降排技術，48V輕混系統就是其中一種。發動機前端附件系統為了滿足48V輕混系統功能的要求，相應的開發了新結構張緊輪、新結構皮帶;這些新功能和新零件的增加也對發動機前端附件系統有了新的要求。

關鍵詞：發動機前端附件系統 張緊輪 皮帶 附件支架

1 引言

面對越來越嚴格的汽車油耗和排放法規，主機廠已經開始研究各種節油、降排技術，48V輕混系統就是其中一種。該系統中48V電機（即皮帶啟發電一體機，Belt-Driven Starter Generator;文中稱作“BSG”）放置在發動機前端，具有助力、啟停、能量回收和發電等功能。助力功能可有效的改善整車駕駛性;啟停和能量回收功能可有效的降低整車油耗，改善排放;發電功能可保障整車正常的用電需求。

帶48V輕混系統的車輛在使用中，BSG會依據工況和整車需求在上述四種功能中頻繁的切換狀態，這會導致BSG兩側皮帶的松緊狀態交替變化，所以該系統中BSG兩側的皮帶均需要張緊;這時就需要兩個張緊輪或者一個可以同時張緊BSG兩側皮帶的張緊輪，Ω張緊輪和Y型張緊輪在這種情況下出現了。因BSG在啟停、助力和能量回收時輸入、輸出的扭矩很大，這時皮帶受力、滑移率都會遠高于普通系統，新出現的高模量芳綸皮帶可有效的解決這些問題。新功能、新結構張緊輪、新結構皮帶的出現對發動機前端附件系統有了新的要求。

2 設計要求

2.1 張緊輪的選擇

張緊輪是系統的核心零件，為系統提供穩定的張緊力，保證系統的正常運行。48V系統要求BSG兩側的皮帶都需張緊，有如下幾種張緊形式：

2.1.1 雙自動張緊輪結構

雙自動張緊輪結構，詳見圖1，該布置需要使用兩個普通自動張緊輪或液壓自動張緊輪，分別布置在兩段松邊位置。該結構自動張緊輪結構成熟，成本低;但是系統解耦效果差，皮帶張緊力大。

2.1.2 Ω張緊輪

Ω張緊輪雙向張緊皮帶，詳見圖2。Ω張緊輪直接安裝在BSG前端，布置簡單，空間緊湊。相對于雙張緊輪布置，Ω張緊輪具有更好的解耦效果，且Ω張緊輪主要是通過殼體的旋轉來完成動態過程，其張緊臂本身的工作角度遠小于雙張緊輪布置。

2.1.3 Y型張緊輪

Y型張緊輪雙向張緊皮帶，詳見圖3。該結構張緊輪與普通自動張緊輪類似，集成了兩個帶輪，解耦效果稍好于雙自動張緊輪結構，成本與雙自動張緊輪結構相當;但布置時，發動機軸向空間需求大。

在BSG輸入、輸出扭矩較大的系統中建議使用Ω張緊輪，其解耦效果是最好的，可有效的降低皮帶最大張緊力，保證系統的穩定性;對解耦要求不高的系統可依據整車布置情況選擇張緊方式。

2.2 發動機前端附件系統的布置及分析

發動機前端附件系統的布置是設計中極其關鍵的一項工作。依據各附件模型及自動張緊輪形式在發動機周圍合理的布置各附件，需關注BSG帶輪直徑、BSG速比、皮帶包角和皮帶跨度。包角過小或皮帶跨度過大的位置可通過增加惰輪來改善狀態。

布置完成后再用發動機角振動信息、附件位置坐標信息、BSG的輸入輸出扭矩信息、其他附件消耗功率信息、皮帶信息、自動張緊輪信息等參數來建立發動機前端附件系統有限元分析模型，對系統進行前期分析計算。系統有限元分析需要輸出的內容：1、皮帶平均滑移率;2、皮帶最大滑移率;3、皮帶抖動情況;4、各帶輪的受力情況;5、皮帶最大受力情況;6、選定自動張緊輪滿足系統要求的參數。

結果需滿足如下系統要求：1、皮帶平均滑移率不超過皮帶允許的最大平均滑移率;2、皮帶最大滑移率不超過皮帶允許的最大滑移率;3、皮帶抖動不大于跨度的10%，并與周圍零件無干涉。

2.3 BSG皮帶的要求

BSG皮帶一般為模壓帶;皮帶楔面會增加一層耐磨的布料，用于提升耐磨性能和NVH性能;線繩使用高模量芳綸線繩，其剛度大、可承受極限拉力大，但是耐曲繞性稍差。因該皮帶耐曲繞性差所以建議BSG帶輪直徑不小于56mm。BSG帶輪直徑過小的話，會導致皮帶耐久性能大幅下降，且會帶來很明顯的滑移問題。如下數據是一款1.5T 48V系統不同BSG帶輪直徑的實測皮帶滑移數據：

數據說明，BSG帶輪直徑越大滑移越小，所以需要依據曲軸帶輪直徑及BSG的最佳速比來確定最合適的BSG帶輪直徑。

2.4 附件帶輪平面公差確定

為避免發動機前端附件系統產生不對齊度異響，要求皮帶不對齊度不超過0.7°。所有附件帶輪平面度的公差便依據此要求來計算，計算過程如下：

公差=跨度×0.7°÷360°×3.14

如BSG段皮帶跨度為200mm，則公差=200×0.7°÷360°×3.14=1.22mm，即BSG帶輪與其相鄰帶輪允許的位置公差之和不應超過±1.22mm。后續則需要依此公差信息來核算各子零件公差。其他附件也需按此要求計算，如制造無法滿足要求，則需在附件、附件支架安裝位置增加定位銷，用于減小裝配公差。

2.5 附件支架要求

附件支架在滿足上述公差要求之后還需滿足NVH要求。首先支架必須滿足發動機振動要求，以四沖程四缸機為例，如發動機極限轉速為6000rpm，則最大振動頻率計算如下：

最大振動頻率=6000÷60×（0.5×4）=200Hz

首先，各支架的振動頻率必須高于發動機最大振動頻率;其次，應避開其他零件的共振點，所以發動機前端附件支架模態的確定需要系統的考慮發動機周圍零件的振動狀態，防止出現共振情況。

2.6 附件軸承校核

使用系統有限元分析中得到的帶輪的受力情況，并結合使用工況信息，來核算附件軸承的軸承壽命，需滿足整車設計壽命要求。

2.7 對整車的其他要求

在48V系統中，發動機前端附件系統承受扭矩的能力有限，一直是該系統面臨的一個主要問題。這就要求在發動機前端附件系統的開發中對該扭矩做出一個定義。目前是通過有限元分析，計算出發動機前端附件系統能承受的最大扭矩及最大扭矩變化率，并將該信息輸入到標定系統;標定在得到輸入后需對請求扭矩做出限制，即BSG輸出的扭矩和扭矩變化率不得大于該模擬分析值。

3 系統測試及驗證

3.1 在整車標定到80%后，需要對發動機前端附件系統進行實測，確認系統的最終狀態，所有數據均需滿足2.2中的系統要求。

3.2 因48V系統有啟停功能，需單獨的增加啟停試驗，用以保證整車正常使用的啟停需求。

3.3 如48V發動機前端附件系統防護差，容易涉水，則需單獨增加涉水試驗，看BSG是否因為打滑而出現嘯叫;如出現該問題則需增加發動機前端附件系統防護板來防水或從軟件層面來限制BSG在皮帶滑移過高工況的輸出扭矩，避免出現打滑嘯叫。

3.4 因48V的助力、能量回收功能在城市路況和山區路況會頻繁起作用，所以需在整車路試驗證時加大城市路況和山區路況的驗證。

3.5 整車開發的各階段均需對48V發動機前端附件系統的NVH性能進行確認，防止出現無法接受的NVH噪音。

通過以上測試及驗證可進一步確認48V發動機前端附件系統的可靠性。

4 總結

48V系統對發動機前端附件系統有了新的要求，本文總結了相關的設計要求，并提出了相應的開發和驗證流程，就可有效的提高48V發動機前端附件系統開發的可靠性。

參考文獻：

[1]陳強，丘勝強，羅海鵬，吳廣權，高博. 某款48V BSG附件系統設計及優化. 汽車零部件. 2020，（09）.

[2]朱禮銘，張華春.淺談汽車48V系統可靠性試驗方法研究.汽車電器.2019，（08）.