发动机前端附件驱动系统试验研究及影响因素分析

(内燃机可靠性国家重点实验室，山东 潍坊 261061；潍柴动力股份有限公司，山东 潍坊 261061)

0 引言

国内外对发动机前端附件驱动系统(前端轮系)做过大量理论与试验研究[1-4]。华南理工大学对发动机前端附件驱动系统的旋转振动进行了实测与理论计算研究，其中张紧臂摆角的试验与计算结果吻合较好[5]。但由于多楔带性能试验较复杂，以及发动机激励一致性等原因，在实际匹配中发动机前端附件仍存在张紧轮偏磨、皮带断裂等问题，因此发动机前端附件实际应用研究较为必要。本文针对某发动机前端轮系进行了试验研究，并应用Simdrive软件对匹配应用过程中风扇参数改变等影响因素进行了计算分析。

1 前端轮系布局

某车用发动机前端轮系包括，驱动轮即曲轴带轮(CRK)、风扇带轮(FAN)、惰轮(IDL)、水泵带轮(WP)、张紧器(TEN)、张紧臂(Lever)及多楔带，如图1所示，其安装位置的具体几何尺寸和基本参数见表1。

表1 前端轮系边界条件及参数

系统采用非对称阻尼式自动张紧器，张紧器初始张紧力为33.7 Nm，张紧器扭转特性曲线如图2所示。风扇、水泵功耗曲线见图3。

2 前端轮系试验研究

2.1 试验方法

各带轮转速通过激光转速传感器获得。光栅盘上有60个黑白相间条码，传感器头与光栅盘倾斜，倾斜角控制在15°内，并适当固定。

打滑率可通过皮带与带轮的相对速度来描述。由于惰轮无负载，其与皮带之间基本不存在滑移现象，在本文作为参考带轮。打滑率可以通过采集得到的惰轮和各带轮的转速信号来评价：

ε=(v1-v2)/v1=(πn1D1-πn2D2)/(πn1D1)

=1-(n2/n1)/ (D2/D1)

(1)

式中：ε为打滑率，%；v1、v2分别为参考带轮、附件带轮圆周速度，m/s；n1、n2分别为参考带轮、附件带轮转速，r/min；D1、D2分别为参考带轮和附件带轮的直径，mm。

皮带动态张紧力可通过载荷传感器间接测量得到。本文在惰轮安装了载荷传感器。由于惰轮结构简单、拆卸较方便，且不传递功率，故其两侧的皮带张紧力大小可始终认为相等。通过测得的张紧器惰轮上轮毂载荷随发动机曲轴转速变化的关系曲线，然后采用力平行四边形法则间接测量皮带张紧力，如图4 所示。

(2)

式中：H为轮毂载荷，N；T为皮带张紧力，N；α为带轮两侧张紧力夹角，(°)。

张紧臂摆角采用旋转式电位计测量，采样频率为 50 kHz。电位计布置在与张紧臂旋转中心同一轴线的位置上。

2.2 试验结果与分析

对该发动机前端轮系的匹配情况进行测试，测试曲轴角振动、带轮打滑、自动张紧器张紧臂的摆幅等，验证系统布局方式是否合理。图5为发动机负荷30%、60%、100%时的曲轴系3阶角位移曲线，可以看出，随着负荷增加，曲轴角位移相应增大。图6为发动机负荷30%、60%、100%时的张紧臂摆角变化情况，可以看出负荷增大时，张紧臂摆角也相应增大。发动机全负荷时，张紧臂摆角达6.53°，此时发动机转速为600 r/min，摆角较大，张紧器有偏磨风险。该发动机实际使用过程中亦存在张紧轮偏磨问题，验证了试验结果的合理性。图7为附件打滑率情况，其中曲轴带轮打滑率最大，为1.1%左右。风扇带轮打滑率<0.5%，打滑风险较小。

3 仿真分析及对比验证

3.1 模型搭建

在Simdrive 3D软件中搭建仿真计算模型。计算模型边界条件为多楔带性能试验所获得的参数，包括多楔带纵向刚度、剪切模量、背部剪切模量、径向刚度、背部剪切刚度、张紧力系数、背部张紧力系数、每楔单位长度质量、弯曲刚度等。

定义多楔带与带轮间的摩擦系数。将负荷为100%时的曲轴系3阶角位移幅值和相位角通过阶次分析作为计算模型的激励源，并加载附件功率。针对图1的前端轮系，建立了仿真模型，如图8所示。

3.2 分析结果及对比分析

通过计算获得了张紧轮摆角及曲轴带轮打滑率情况，并与试验值进行对比，如图9～10所示。

张紧轮摆角最大值亦发生在最低转速600 r/min，最大值为5.5°。随发动机转速增加，摆角逐渐减小最后趋于平稳，整体变化趋势与试验相同，但计算值小于试验值。打滑率最大值亦出现在曲轴带轮处，计算值在低转速和高转速时较大，最大值出现在1 800 r/min，打滑率为1.38%，试验值是1.12%。随发动机转速升高，打滑率逐渐增加。从计算结果及该发动机实际使用情况可以看出，张紧轮摆角较大、系统无打滑风险。通过比较分析可知，计算模型整体上较合理，误差主要原因为计算模型输入参数，如曲轴角位移、张紧器回滞曲线数据、皮带参数等均需通过测试获得，而测试结果又受限于试验条件及累计测试误差等影响。

4 影响因素分析

根据前面分析，该发动机前端轮系布局符合要求。为满足不同用途对发动机功率散热量的需求，需要调节风扇风量。通常可通过更换不同的风扇直径或更换不同的风扇带轮直径实现不同的风扇速比，来获得不同的风量。因此，研究风扇相关因素变化对前端轮系的影响具有实际意义。曲轴扭转振动对前端轮系也有较大影响，需要分析。

4.1 曲轴扭振

为验证激励源——曲轴扭转振动角位移对系统的影响，对发动机负载为30%、60%、100%时的曲轴扭转振动数据进行分析，计算激励源对张紧臂摆角、曲轴带轮打滑率、曲轴每楔皮带张紧力的影响，结果如图11～13所示。

从图11～13可以看出，发动机负载较低即曲轴角位移较小时，张紧臂摆角明显减小，说明发动机曲轴扭转振动性能对张紧轮摆角影响较大。为控制张紧轮摆角，需设计合理的发动机扭转振动及滚振数值，这可通过改变曲轴固有频率、提高阻尼(更换材料)、减小振能(改变发火顺序)、采用减振器等措施来实现，具体措施需要通过试验积累确定。

随负荷增大，每楔皮带张紧力及曲轴带轮打滑率都趋于增大。负荷由30%变为100%时，每楔皮带张紧力由232 N增大为271 N，打滑率由0.83%增大为1.4%。

4.2 风扇功率

更换大直径的大风量风扇，通常风扇功率相应提高，需重新评估轮系各指标。现对风扇功率分别提高30%、60%进行对比计算分析，计算风扇功率对张紧臂摆角、曲轴带轮打滑率、曲轴每楔皮带张紧力的影响，结果如图14～16所示。

可以看出，风扇功率改变对张紧轮摆角影响较小，风扇功率增加，张紧轮摆角最大值稍有增加，整体摆动变化趋势基本相同。风扇功率增大对每楔皮带张紧力和曲轴打滑率影响较大。风扇功率增加60%，每楔皮带张紧力由271 N增大至347 N，增大了76 N，打滑率由1.4%增大至1.8%。

4.3 风扇转动惯量

匹配不同厂家风扇、或不同材料的风扇，如铁质风扇与塑料风扇，在风扇功率相同的情况下，转动惯量差别较大。本文对风扇转动惯量分别提高30%、60%进行对比计算分析，计算风扇转动惯量对张紧臂摆角、曲轴带轮打滑率、曲轴每楔皮带张紧力的影响，结果如图17～19所示。

可以看出，风扇转动惯量改变对张紧轮摆角影响亦较小，惯量增加，张紧轮摆角为减小趋势，整体摆动变化趋势基本相同。风扇惯量增加，每楔皮带张紧力和打滑率趋于增大，但变化值较小。这说明风扇惯量改变对前端轮系性能指标影响较小，当前端轮系布局相同时，同功率的塑料风扇和铁质风扇对其性能影响不大。

4.4 风扇速比

受空间限制，当单纯增加风扇直径无法满足整车热平衡要求时，亦常采用减小风扇带轮直径来增加风扇速比。本文对风扇速比分别提高30%、60%进行对比计算分析，仅考虑速比单因素，忽略带轮直径减小导致的惯量改变。计算的风扇速比对张紧臂摆角、曲轴带轮打滑率、曲轴每楔皮带张紧力影响的结果如图20～22所示。

可以看出，风扇速比改变对轮系各性能指标影响均较大。速比增加60%，张紧轮摆角由5.5°增加至6.3°；每楔皮带张紧力由271 N增加至373 N；曲轴打滑率最大值由1.4%增加至3.24%，各项指标均恶化。其中每楔皮带张紧力和曲轴打滑率为不可接受范围。因此，设计匹配过程应尽量避免更改风扇速比。

5 结论

采用实测和计算方法分析了发动机前端轮系各附件打滑率、张紧臂摆角等动态数据，计算值和实测值吻合较好，验证了前端轮系计算分析方法的可信性。

用前端轮系计算分析方法分析得到的风扇功率、转动惯量、速比等参数变化对发动机前端轮系性能指标的影响情况，对轮系设计匹配具有参考意义。