发动机附件皮带驱动系统异响问题调查研究

(泛亚汽车技术中心有限公司，上海 201201)

0 引言

发动机既是汽车的动力源，也是很多异响的激励源。发动机包含多个子系统，如旋转和往复运动件系统、起动系统、喷油点火系统、附件皮带驱动系统等，每个子系统都有其特有的异响问题及对应的产生机理。附件皮带驱动系统位于发动机的前端面，包含的零件较多，主要为高速旋转部件，比较容易产生异响问题；而且由于位置的原因，该系统的异响更容易被消费者感知到。因此，解决或改善发动机附件皮带驱动系统的异响问题，对提升整车NVH水平有较大的贡献。本文通过对某款发动机附件皮带驱动系统异响问题的调查，详细阐述了发动机附件皮带驱动系统的异响种类、产生机理，问题调查的思路及解决措施；并针对某种异响，采取了相应的措施，解决了问题。

1 发动机附件皮带驱动系统主要异响分类

发动机附件皮带驱动系统常见的异响主要包含系统类的异响和零部件类的异响。其中系统类的异响主要有皮带打滑异响、皮带抖动异响、皮带不对中异响等；零部件异响主要有皮带张紧器阻尼元件的粘滞打滑异响、皮带轮轴承的异响等。

1.1 皮带打滑异响

在设计皮带张紧力时，根据各被驱动附件的负载扭矩和转动惯量，计算出附件皮带驱动系统皮带打滑时对应的张紧力阈值，然后再加上一定的安全系数，得到系统静态皮带张紧力。在车辆运行一定里程后，由于皮带芯线的拉伸和皮带齿槽部位橡胶的磨损，皮带张紧力逐渐衰减。当皮带张紧力衰减到一定程度后，皮带可能会在具有较大转动惯量或消耗较大扭矩的附件如交流发电机、空调压缩机等的皮带轮上出现打滑异响，也可能会在包角较小的附件皮带轮上出现打滑异响。如图1所示，当发动机减速时，相应地曲轴皮带轮和皮带开始减速，而附件中交流发电机的转动惯量较大，其角速度下降较慢，有拖动曲轴皮带轮继续旋转的趋势，因而曲轴皮带轮和交流发电机皮带轮之间的皮带跨距段被张紧，交流发电机皮带轮和空调压缩机皮带轮之间的皮带跨距段变成松边，导致在交流发电机皮带轮上出现打滑异响。皮带打滑即为皮带和皮带轮间存在速度差，其关系如下：

η=v-r·ω

(1)

式中：η为皮带打滑速度，m/s；v为皮带与皮带轮接触弧切线处节圆上的线速度，m/s；r为皮带轮节圆半径，m；ω为皮带轮的角速度，rad/s。

图1 皮带打滑示意

1.2 皮带共振异响

发动机附件皮带驱动系统是一个多自由度阻尼振动系统，系统的固有频率与皮带张紧器内部的弹簧刚度、阻尼、皮带芯线刚度、皮带阻尼、附件转动惯量等相关。4冲程内燃机曲轴每转2圈点火1次，其点火频率计算如下，

(2)

式中，fi为发动机点火频率，Hz；ne为发动机转速，r/min；i为发动机缸数。

当附件皮带驱动系统1阶固有频率与发动机点火频率交汇时，交汇点对应的发动机转速即为附件皮带驱动系统共振产生的转速，如图2所示。当发动机转速经过此转速点时，附件皮带驱动系统可能会发生某段皮带的横向振动，相应地产生皮带振动异响。

图2 附件皮带驱动系统共振原理示意

1.3 皮带不对中异响

附件皮带驱动系统中，2个相邻皮带轮对应的齿槽理论上是完全对中的，但在实际工程应用中，由于零件制造误差及安装误差所产生的误差累积，导致相邻皮带轮的对应齿槽有一定程度的不对中，见图3。

图3 不对中皮带轮

当这种不对中达到一定程度时，皮带从一个皮带轮传动到相邻皮带轮的过程中会压向带轮的一侧，并沿着该侧逐渐周向上爬；同时，由于皮带轮槽强制对齐的原因，皮带周向上爬到一定高度后又快速坠滑回原位[1]，如图4所示。在此过程中发生粘滞打滑及振动，从而产生异响问题。

图4 皮带坠滑落槽示意

1.4 张紧器粘滞打滑异响

皮带张紧器的主要作用是提供合适的皮带张紧力，以避免皮带出现打滑问题，同时提供适当的阻尼来衰减系统的振动。其阻尼是通过张紧器内部零件间的干摩擦产生的库仑阻尼。张紧器工作过程中，其摇臂随着曲轴转速的波动而往复摆动。由于张紧器弹簧力矩和阻尼力矩的共同作用，其输出扭矩形成了一个封闭的滞回曲线，如图5所示。当有油污或其他污染物进入张紧器内部并污染了产生阻尼的摩擦运动副时，张紧器的输出扭矩曲线不再是平滑的曲线，而是如图6所示的有锯齿形状的曲线，同时产生张紧器粘滞打滑异响。

图5 张紧器扭矩输出曲线

图6 产生粘滞打滑异响时的张紧器扭矩输出曲线

2 异响问题描述

本文所研究的某款车辆发动机附件皮带驱动系统，其布局如图7所示。车辆放置在约-20 ℃的环境下，静置一夜后起动，产生“唧唧”的异响，类似皮带打滑的声音，约几分钟之后异响消失。每辆车情况不同，短则1 min异响消失，最长达到8 min异响才消失，大部分车辆在2～5 min异响消失。

图7 某发动机附件皮带驱动系统

由于异响类似皮带打滑异响，故对附件皮带驱动系统的零件进行拆装试验，试验结果如表1所示。经分析，判定该异响为附件皮带驱动系统异响，与皮带高度相关。

表1 异响问题调查结果

3 异响类型确定

为了进一步确定异响的类型及来源，对附件皮带驱动系统及相关零件做如下测试。

1)对张紧器进行输出扭矩测试。测试前把张紧器放入冰箱冷冻室保温12 h，冰箱冷冻温度设置为-20 ℃，取出张紧器后立即进行动态输出扭矩测试。测试结果：扭矩曲线平滑，未出现典型的粘滞打滑异响所对应的锯齿形扭矩曲线，也未听到异响。结合在发动机上更换张紧器后异响依然存在的结果，判定该异响与张紧器无关。

2)有经验表明，如果皮带发生打滑异响，往皮带上喷水，皮带与皮带轮间的摩擦系数会降低，此时主观感受异响声音会增大。使用喷壶从该附件皮带驱动系统上方进行喷水，但此时异响没有增大反而消失。增大车辆样本量再进行测试，测试结果相同。据此，判定该异响不是皮带打滑异响。

3)对异响的音频进行声压和频谱分析，分析结果如图8所示，图中用小圆圈圈出的部分表示异响的分布情况。分析结果显示异响呈现不均匀间隔的散点分布，声压约为0.4～0.7 Pa。另外，异响频谱的分析结果显示其频率约为5 000 Hz。不均匀的异响分布排除了异响与皮带轮、轴承等旋转零件的转速阶次相关。

4)使用工业听诊器在图7所示的交流发电机皮带轮、惰轮和动力转向泵皮带轮处进行主观评定。异响在动力转向泵皮带轮处较为明显，在交流发电机皮带轮处较弱。然后使用激光对准仪主观测定交流发电机皮带轮和动力转向泵皮带轮的不对中情况。主观判定约有1/4槽宽的不对中(汽车用PK型皮带轮齿槽，每槽宽3.56 mm, 1/4槽宽约0.89 mm)。之后使用皮带轮安装工具调整动力转向泵皮带轮在安装轴上的位移，使其和交流发电机皮带轮完全对中后，异响消失。由此判定，该异响为动力转向泵皮带轮和交流发电机皮带轮不对中而导致的皮带异响。

图8 异响问题NVH软件分析结果

5)由于零件制造误差和装配误差而导致的相邻皮带轮间产生一定程度的不对中问题不可避免。在实际工程开发中，除把皮带轮间的误差累积控制在一定范围内外，还对皮带抗皮带轮间的不对中能力应提出相应的要求。SAE J2432标准中对皮带不对中异响测试做了详细的规定，其中皮带轮系统测试布局见图9。由于本文研究的附件皮带规格为6PK2230 (宽度为6槽的汽车用PK型，长度2 230 mm)，无法匹配图9中的皮带轮布局。故使用相同的生产工艺和生产设备，制造出可以安装在图9所示皮带不对中异响测试设备上的皮带样件，然后进行异响测试，测试结果见表2。根据标准要求，皮带在2个相邻皮带轮间轴向1.5°的不对中情况下不得产生异响，而测试结果显示，在轴向1°不对中情况下已经产生异响，表明皮带的产品质量出现了问题。

图9 皮带不对中异响测试布局图

表2 皮带不对中异响测试结果

4 异响问题解决

根据皮带不对中异响产生的机理，考虑了解决皮带不对中异响问题的措施，主要有以下几种。

1) 改变附件皮带驱动系统皮带轮布局。将动力转向泵皮带轮和交流发电机皮带轮之间的惰轮安装位置向靠近左侧交流发电机皮带轮方向移动，见图10，使得交流发电机皮带轮和惰轮间的皮带跨距长度与惰轮和动力转向泵皮带轮间的皮带跨距长度的比值为1∶3；同时，惰轮轴承使用6303系列轴承或2个6203系列轴承控制惰轮皮带轮的摆动量。这种位置调整使皮带在进入动力转向泵皮带轮之前有较长的长度，可以一定程度上进行自动修正运行轨迹。但考虑交流发电机皮带轮和动力转向泵皮带轮间的皮带跨距较短，这种通过调整皮带轮位置来实现皮带自动修正运行轨迹的效果可能不明显；而且这种调整适用在发动机附件皮带驱动系统的前期设计开发阶段，在目前已经量产的发动机上进行调整，需要考虑惰轮的安装问题，发动机前盖需要提供新的惰轮安装点，皮带长度也有变化，前盖和皮带需要修改或者新开模具。该变更将导致较大的工作量和较高的成本支出。

图10 改变附件皮带驱动系统中惰轮的安装位置

2)控制相邻皮带轮之间的对齐度。异响发生在皮带进入动力转向泵的位置，在前期设计阶段需要根据允许的皮带进入角(根据SAE J2432要求最大为1.5°，但不同皮带的实际抗不对中能力不同，允许的进入角也不同)计算动力转向泵皮带轮和交流发电机皮带轮之间允许的不对中尺寸，生产阶段则根据该不对中尺寸进行各皮带轮在轴向安装方向上的尺寸质量控制。根据开发阶段的计算结果，本文研究的交流发电机皮带轮和动力转向泵皮带轮之间允许的轴向不对中尺寸为1.68 mm。通过三坐标实测，结果均在1.68 mm以内，质量控制满足设计要求。若在此基础上进一步提高制造尺寸精度，付出成本较高且对该问题的解决收益有限。

3) 选择抗皮带不对中异响能力较好的皮带类型。皮带的齿槽成型工艺主要有磨削成型和模具成型2种，见图11。不同的皮带制造配方和工艺决定了其抗皮带不对中异响的能力强弱，需要通过测试来对比，反映到具体的物理参数上主要是摩擦系数的不同。摩擦系数可以通过在专门设备上测试皮带轮两侧紧边和松边的张紧力，再用如下欧拉公式[2]计算得到：

(3)

式中：Ft为皮带紧边张紧力，N；Fs为皮带松边张紧力，N；θ0为皮带轮的包角，rad；μ为皮带摩擦因子。

图11 皮带齿槽模压和磨削成型对比

该附件驱动系统皮带为齿槽磨削成型工艺，对异响的皮带批次和之前没有异响的皮带批次进行对比测试，发现有异响的皮带摩擦系数为1.98，而没有异响的皮带摩擦系数为1.63；进一步调查发现该差异为皮带生产线上齿槽磨削成型设备问题所致。齿槽磨削设备问题解决后，将生产出的皮带样

件先进行抗皮带不对中异响测试，测试时皮带的状态为干皮带，测试结果见表3。由表3可知，摩擦系数维持在1.6左右的水平，抗皮带不对中异响性能也相应提高。然后，按实际车辆要求的皮带长度生产样件并进行装车试验。试验过程中没有再出现异响问题。

表3 皮带不对中异响测试结果

5 结论

发动机附件皮带驱动系统及其相关零件的异响种类较多，锁定异响的来源并准确判定异响的类型对解决问题至关重要。本文中所调查的发动机附件皮带不对中异响是车辆开发过程中较为常见的一种异响。为预防该异响的发生，在前期开发工作中需要优化系统中各相关零件在曲轴方向上的尺寸公差，控制好相邻皮带轮的对齐度。降低皮带的摩擦系数作为解决该类问题的一种后期措施，因其实施的便利性，在近些年也有进一步的发展，如在皮带齿槽的表面覆盖一层无纺布，以此来控制皮带的摩擦系数，其实际应用效果有待进一步验证。