柴油机前端附件驱动系统动态模拟仿真分析

岳小平，潘利群

（1.同济大学，上海200092；2.盖茨优霓塔传动系统(上海)有限公司，上海200131）

1 前言

现代汽车发动机前端附件驱动系统（FrontEnd Accessory Drive系统，简称FEAD系统）设计日趋复杂，同时发动机对轮系的要求也越来越高。轮系设计的优劣，将直接影响发动机附件的性能及其可靠性，进而影响到整机、整车的技术性能[1]。而许多传统的轮系质量问题比较多，如皮带啸叫、异常磨损，张紧轮失效，附件支架断裂等。因此，发动机前端附件驱动系统的设计，已逐渐受到世界上各大汽车公司及发动机生产商的高度重视。

许多专业的轮系供应商对FEAD系统经过多年的研究发现，在FEAD系统开发研究中，面临的最大问题是系统动力学问题[2]。由于内燃机燃烧循环的特殊性，使得曲轴转动时有加速和减速现象，从而造成曲轴输出转速产生上下波动。当曲轴的这种转速波动被传递到FEAD系统，FEAD系统也被反复地加速和减速，而由于其自身的惯性，FEAD系统又会抵制这种速率的变化，使系统产生较高的动态皮带张力、较大的张紧轮臂的摆动、较大的皮带振动、较大的NVH问题[3]。在发动机FEAD系统设计开发初期，利用专业的轮系仿真软件SIMDRIVE，对发动机前端附件驱动系统进行动态模拟仿真的计算分析，可以预测出发动机在各种极限工况下，附件驱动系统动态的皮带张力、系统打滑率、皮带抖动、张紧轮的摆幅、附件带轮径向载荷等。

本文是结合上柴公司新产品开发项目，通过与专业的轮系供应商合作，利用专业的SIMDRIVE软件，建立了该发动机前端附件驱动系统多体动力学模型，并进行了动力学仿真分析，评估该发动机在各种极限工况下，附件驱动系统设计是否满足要求，为下一步的零部件试制提供一定的依据。

2 附件驱动系统的建模参数

2.1 前端附件驱动系统布置及附件转动惯量

该柴油机的前端附件驱动系统由两层皮带驱动系统组成：第一层驱动系统，由曲轴驱动发电机、空调及水泵，称为主驱动；第二层驱动系统，由曲轴驱动风扇，称为风扇驱动。该柴油机的前端驱动系统布置图参见图1，主要位置参数如表1所示。

2.2 附件消耗功率

各种附件消耗的功率参见图2，计算时考虑所有附件都工作在全负荷的极限状态。

2.3 输入激励参数

附件皮带驱动系统的动态激励主要是曲轴转速的不均匀性，它是产生皮带动态张力、皮带打滑噪声和系统振动的根源；发动机的振动主要来自点火做功，因此对曲轴扭振进行阶次分析可以看出，发动机在中低速下的振动主要是在点火阶次；对于六缸发动机来说，最主要的激励为发动机的3阶扭振，发动机的曲轴扭振曲线如图3所示。计算时考虑发动机在全负荷状态下的最大的转速不平稳性，即最大的加速度和减速度。

2.4 皮带规格

不同规格的皮带，其刚度、弹性模量和摩擦系数都是不一样的。主驱动采用多楔带皮带驱动，皮带规格为8PK，皮带线绳为聚酯线绳；风扇驱动皮带同样采用多楔带，皮带规格为8PK，考虑到风扇转动惯量和消耗功率比较大，产生的系统动态张力比较大，皮带线绳采用了阿拉米线绳。

2.5 皮带名义的设置

为了使皮带与带轮之间产生足够的摩擦力以驱动附件，必须在皮带上施加合适的张力（亦称预紧力），皮带名义张力亦即皮带静止状态时的平均拉力。皮带名义张力是非常重要的，名义张力过大，会增加附件带轮轴承的负荷，降低皮带和轴承的使用寿命；名义张力过小，在发动机起动或变工况时，皮带很容易出现打滑现象，产生噪声。

1）系统张力控制图

根据经验，皮带的名义张力一般取50～60 N/楔，本系统设计的名义皮带张力为400N；根据系统的名义张力，考虑到皮带的公差、皮带的延伸、张紧轮输出弹簧力的公差等因素，得出系统的张力控制图，如图4所示。

2）仿真计算时系统的张力选择

对前端附件驱动系统进行动态模拟仿真过程中，系统张力选择是不同的。在校核系统打滑率、皮带抖动幅度及张紧轮臂的摆幅时，是基于系统张力设置在名义张力下；在校核最大附件轴承载荷时，是基于系统张力设置在最大静态皮带张力下。见图4的张力控制图，最大静态皮带张力是出现在张紧轮输出扭矩最大、皮带长度最短的情况下，虽然这种情况出现的概率较低，但是此种情况的计算结果却是非常重要，可以用来支持校核附件支架的强度及附件轴承的寿命等。

3 动态模拟仿真计算结果分析

利用SIMDRIVE软件，输入前面附件驱动系统的相关参数，建立的三维仿真模型如图5所示。

3.1 系统打滑率模拟计算结果分析

关于系统打滑率的评判准则，行业内一般认为打滑率小于3%是比较稳定的系统，不容易产生打滑和噪声。通过仿真计算得到的曲轴及所有附件带轮上的打滑率如图6所示，最大的附件带轮打滑出现在风扇带轮上，而所有带轮打滑率均小于1%。因此，可以认为该系统工作非常稳定，所有附件带轮的打滑率均满足要求。

3.2 皮带抖动模拟计算结果分析

通过仿真计算得到系统中各段皮带的抖动量如图7所示。从图中可以看出，最大的皮带抖动出现在第二层驱动系统中的最紧边（曲轴风扇段），最大的皮带抖动量为±7.6mm左右，而该段的皮带长度为250mm，所以该段皮带的抖动量百分比为±3%。对于皮带的抖动，行业内普遍认为小于±5%都不会产生异常噪声。所以，本系的统计算结果是完全可以接受的。

3.3 张紧轮臂的抖动幅度模拟计算

张紧轮摆动幅度计算结果如图8、图9所示。在发动机转速为850 r/min时，张紧轮抖动的最大幅度为3.9mm。本设计中选用的张紧轮臂长为90 mm，所以摆动幅度为2°左右。张紧轮抖动幅度过大，对张紧轮的寿命是有很大的不利影响，业内供应商对于张紧轮的抖动幅度，普遍认为小于3°都是可以接受的。

3.4 附件轴承载荷模拟计算结果分析

通过计算得到了各个附件带轮的最大径向载荷，如表3所示。根据该载荷数据对各个附件进行了轴承寿命校核，及对附件支架进行了强度校核，均满足设计要求。

4 结束语

通过本次对该型柴油机前端附件驱动系统进行动态模拟仿真，得到了该柴油机附件系统在各种极限工况下的打滑率、皮带抖动、张紧轮摆动幅度，并进行了计算结果的分析评价。认为该系统工作比较稳定，所选择的皮带及设定的皮带张力均满足设计要求，为张紧轮、皮带的零件试制提供了一定的参考依据。另外，通过计算也得到了各个附件带轮的最大径向载荷，该系统最大的轴承径向载荷出现在紧边惰轮1，通过轴承寿命的校核，在该惰轮上采用双列球轴承后，也能满足发动机的设计寿命要求。

1李丰军，刘长波.CA6110系列发动机前端多楔带附件传动系统设计与开发[J].汽车技术，2002.

2张毅.蛇形带传动系统动力学的研究[D].西北工业大学，2007.

3 TakagishiH,YoneguchiH,Sopouch M,etal. Simulation of Belt System Dynam icsUsing a Multi-body Apporoach:Applications to SynchronousBeltsand V-ribbed-belts[C].10 Tagung"Zahnriemengetriebe",Technische UniversitatDresden,Deutschland,September 2005.