夏煥文， 邵春鳴， 徐詩輝， 買靖東， 劉 焱

(中國北方車輛研究所，北京 100072)

對于某種車型的車輛而言，車輛總體性能要求確定后，根據(jù)車輛散熱系統(tǒng)的要求，車輛散熱用風(fēng)扇總成的空間結(jié)構(gòu)尺寸及風(fēng)扇工作轉(zhuǎn)速范圍就隨之確定.然而，若風(fēng)扇工作轉(zhuǎn)速不能受控甚至超出風(fēng)扇規(guī)定的工作范圍，那么除了額外消耗車輛發(fā)動機功率外，更重要的是直接影響風(fēng)扇性能及可靠性.風(fēng)扇一旦失效，將使車輛停止工作.因此，主動控制風(fēng)扇轉(zhuǎn)速，使風(fēng)扇轉(zhuǎn)速在要求的工作范圍之內(nèi)工作十分重要，而要主動控制風(fēng)扇轉(zhuǎn)速，前提條件是必須得到風(fēng)扇實際的工作轉(zhuǎn)速，故如何通過風(fēng)扇傳動裝置結(jié)構(gòu)設(shè)計，實現(xiàn)測量風(fēng)扇轉(zhuǎn)速，從而獲得風(fēng)扇實際工作轉(zhuǎn)速是解決問題的關(guān)鍵.本研究提出了一種可測量風(fēng)扇實際工作轉(zhuǎn)速的風(fēng)扇傳動裝置，并進行了臺架試驗.

1 風(fēng)扇傳動裝置設(shè)計要求及參數(shù)

1.1 主要設(shè)計要求

1)整體結(jié)構(gòu)滿足風(fēng)扇氣動性能要求；

2)主要結(jié)構(gòu)滿足強度及可靠性要求；

3)轉(zhuǎn)速測量裝置融入整體結(jié)構(gòu)；

4)轉(zhuǎn)速測量誤差2‰.

1.2 負載風(fēng)扇主要參數(shù)

風(fēng)扇直經(jīng)D為640 mm；風(fēng)扇最高工作轉(zhuǎn)速n為5 200 r/min；風(fēng)扇氣動壓力P為5 500 Pa；風(fēng)扇最大功率N為88 kW；風(fēng)扇質(zhì)量G2為20 kg；風(fēng)扇不平衡量K為5×10-5kg·m；沖擊加速度ρ為10×9.8 m /s2.

1.3 風(fēng)扇傳動裝置主要參數(shù)

工作電壓V為24 V , 最高工作轉(zhuǎn)速n為5 200 r/min，測量轉(zhuǎn)速nc范圍為0～5 200 r/min.

2 風(fēng)扇傳動裝置設(shè)計

2.1 風(fēng)扇傳動裝置組成

依據(jù)風(fēng)扇傳動裝置的設(shè)計要求，確定了其設(shè)計方案，該方案結(jié)構(gòu)主要由霍爾效應(yīng)傳感器、測速齒輪、基座、傳動軸、軸承等主要元件組成.其結(jié)構(gòu)簡圖如圖1所示.

圖1 風(fēng)扇傳動測速裝置簡圖

2.2 風(fēng)扇傳動裝置結(jié)構(gòu)設(shè)計

根據(jù)風(fēng)扇傳動裝置的設(shè)計方案，結(jié)合風(fēng)扇傳動裝置設(shè)計要求及相應(yīng)參數(shù)，對該結(jié)構(gòu)進行了綜合分析，設(shè)計主要分為結(jié)構(gòu)強度設(shè)計及測速模塊設(shè)計兩部分.

2.2.1 結(jié)構(gòu)強度設(shè)計[1]

根據(jù)風(fēng)扇傳動裝置的設(shè)計方案，集成負載風(fēng)扇后，其安裝方式有如下3種：1)風(fēng)扇傳動裝置旋轉(zhuǎn)軸線水平；2)風(fēng)扇傳動裝置旋轉(zhuǎn)軸線與水平線垂直；3)風(fēng)扇傳動裝置旋轉(zhuǎn)軸線與水平線成任意角度α.在這3種情況下，風(fēng)扇傳動裝置工作時最薄弱的零部件是傳動軸及支撐傳動軸的軸承，故設(shè)計重點是傳動軸設(shè)計及軸承的選型，而軸承的選型最終取決于傳動軸支撐點b、c點的受力情況，因此，只對傳動軸進行設(shè)計計算.

風(fēng)扇傳動裝置其傳動軸受力簡圖如圖2所示.

圖2 風(fēng)扇傳動裝置傳動軸受力簡圖

圖中：E是與測速齒輪非接觸的霍爾效應(yīng)傳感器,固定在基座上；a是測速齒輪與傳動軸的交點，也是動力輸入點；b、c是傳動軸支撐點，亦是軸承安裝點；d是傳動軸與負載風(fēng)扇的交點，亦是負載風(fēng)扇的支撐點.a點作用力有：外界動力輸入扭矩Ma(N·m)、測速齒輪重力及沖擊力的合力Wa(N)；b點作用力有：軸向力Fbx(N)、徑向力Fby(N)；c點作用力有：徑向力Fc(N)；d點作用力有：負載風(fēng)扇重力及沖擊力的合力Wd(N)、負載風(fēng)扇氣動力Pd(N)、負載風(fēng)扇不平衡力Fd(N)、負載風(fēng)扇扭矩Md(N·m)；傳動軸重力及沖擊力的合力W(N).

在設(shè)計的結(jié)構(gòu)中，其測速齒輪、傳動軸、負載風(fēng)扇屬高速旋轉(zhuǎn)件.在工作中，若風(fēng)扇傳動裝置旋轉(zhuǎn)軸線與水平線成任意角度α，則有平衡方程：

ΣFx=0，

(1)

ΣFy=0，

(2)

ΣMb=0，

(3)

ΣMn=0.

(4)

其中

∑Fx=Fbx-Fcsinα-Fdsinα-Pdcosα,

(5)

∑Fy=Fby+Fccosα+Fdcosα-Pdsinα-
Wa-Wd-W,

(6)

∑Mb=WLbc(cosα)/2-WaLabcosα-FcLbc

-FdLbd+WdLbdcosα,

(7)

∑Mn=Ma-Md,

(8)

且

Fd=K(3.14n/30)2,

(9)

Pd=0.785PD2,

(10)

Md=9550N/n,

(11)

Wa=9.8G1+ρG1,

(12)

Wd=9.8G2+ρG2,

(13)

W=9.8G3+ρG3.

(14)

式中：G1為測速齒輪質(zhì)量，kg；G3為傳動軸質(zhì)量，kg；Lab為a、b點的距離，mm；Lbc為b、c點的距離，mm；Lbd為b、d點的距離，mm.

當(dāng)α=0°時，傳動軸工作工況最為惡劣，作為傳動軸的設(shè)計工況，此時軸承工作工況最優(yōu).

當(dāng)α=90°時，傳動軸工作工況最最優(yōu)，此時軸承工作工況最為惡劣，作為軸承的設(shè)計工況.

當(dāng)0°<α<90°時，傳動軸及軸承均達不到最惡劣工況.

綜合分析計算，當(dāng)α=0°時，傳動軸c點對應(yīng)的橫截面是危險工作面，通過此工作面對傳動軸進行最小直經(jīng)設(shè)計.

由于c點對應(yīng)的工作面同時受扭矩和彎矩作用， 故采用式(15)進行傳動軸直經(jīng)D1計算[1].

(15)

其中,

Mc=FdLcd+WdLcd.

(16)

式中：Mc為c橫截面彎矩，N·m；Lcd為c、d點的距離，mm；[σ-1]為許用疲勞應(yīng)力，MPa.

由式(9)、式(11)、式(13)、式(16)即可確定傳動軸最小直經(jīng)D1.

當(dāng)α=90°時，由式(5)～式(7)得出：

Fc=FdLbd/Lbc,

(17)

Fbx=Fd+FdLbd/Lbc,

(18)

Fby=Pd+Wa+Wd+W.

(19)

根據(jù)風(fēng)扇傳動裝置設(shè)計要求及相應(yīng)參數(shù)要求，結(jié)合實際空間結(jié)構(gòu)，設(shè)計的結(jié)構(gòu)如圖3所示.初步確定：Lab=39 mm，Lbc=52 mm，Lcd=42 mm，Lbd=94 mm.傳動軸選用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，[σ-1]可取值213 MPa，G1=0.22 kg，D2=76 mm.

由式(9)、式(11)、式(13)、式(15)、式(16)得：D1≥20.7 mm.

綜合考慮各種因素，實際軸最小直經(jīng)選28 mm，可滿足強度設(shè)計要求.

確定了傳動軸最小直經(jīng)D1后，初步設(shè)計了傳動軸，如圖3所示.則G3=0.9 kg.由式(9)、式(10)、式(12)～式(14)得：

Fc=5.35 N，F(xiàn)bx=8.31 N，F(xiàn)by=4 258.68 N.

根據(jù)b、c點作用力的情況，b點選擇深溝球軸承6208，c點選擇圓柱滾子軸承NU208ECJ,可滿足設(shè)計要求.

2.2.2 測速裝置設(shè)計

根據(jù)風(fēng)扇傳動裝置的設(shè)計方案，風(fēng)扇轉(zhuǎn)速測量通過測速模塊(主要采用霍爾效應(yīng)傳感器、測速齒輪等主要元件)來實現(xiàn).為了測出風(fēng)扇實際工作轉(zhuǎn)速，同時考慮基座內(nèi)有限空間的限制，測速齒輪直接設(shè)計在傳動軸端點上，其尺寸由基座內(nèi)部空間決定，而霍爾傳感器直接固定在基座上，通過相互匹配，實現(xiàn)風(fēng)扇測速功能.

由于測速齒輪僅僅用于測速，而不需要傳力，故只進行齒形設(shè)計即可，齒輪采用模數(shù)m為2 mm,壓力角為30°的標(biāo)準齒輪.

由式(20)可確定測速齒輪的齒數(shù)Z.

Z=D2/m

(20)

式中：D2為齒輪分度圓直徑，mm.其大小由基座內(nèi)部空間決定.

轉(zhuǎn)速傳感器采用HDD2L16ND/20霍爾效應(yīng)速度傳感器，該傳感器使用電壓V為0～24 V，用于對均勻轉(zhuǎn)速進行無觸點測量.傳感器中的兩個霍爾效應(yīng)半導(dǎo)體元件是用來測量由傳感器上的鐵磁性齒輪引起的磁通量變化的.內(nèi)置電子系統(tǒng)將磁通量的變化轉(zhuǎn)換為方波脈沖信號.由傳感器發(fā)出的方波電壓的頻率f通過齒輪圓周上的齒數(shù)Z和傳動軸的轉(zhuǎn)速n計算得來，其關(guān)系如下：

f=nZ/60.

(21)

通過霍爾效應(yīng)速度傳感器，配相應(yīng)測速齒輪，綜合安裝、調(diào)試后，可實現(xiàn)風(fēng)扇轉(zhuǎn)速測量.

由式(20)得：Z=38.

由式(21)得：n=(30/19)f.

f通過霍爾效應(yīng)速度傳感器測得.

綜合考慮各種因素，最終確定風(fēng)扇傳動測速裝置結(jié)構(gòu)如圖3所示.

圖3 風(fēng)扇傳動測速裝置結(jié)構(gòu)圖

3 臺架試驗

3.1 風(fēng)扇實時工作轉(zhuǎn)速試驗

依據(jù)風(fēng)扇使用轉(zhuǎn)速工作范圍，對風(fēng)扇測速模塊進行了臺架試驗，試驗數(shù)據(jù)見表1.

表1 測速模塊轉(zhuǎn)速記錄表

試驗結(jié)果表明：測速裝置測量的風(fēng)扇轉(zhuǎn)速穩(wěn)定、可靠；與給定的風(fēng)扇轉(zhuǎn)速相比，最大誤差僅1‰，滿足風(fēng)扇工作轉(zhuǎn)速0～5 200 r/min設(shè)計要求及轉(zhuǎn)速測量誤差2‰要求.

3.2 風(fēng)扇臺架強化有限壽命考核試驗

依據(jù)風(fēng)扇傳動裝置使用壽命，風(fēng)扇為負載，進行了臺架強化有限壽命考核試驗，試驗數(shù)據(jù)如表2所示.

表2 考核時間分配表

風(fēng)扇傳動裝置強化有限壽命考核試驗大綱要求總試驗時間500 h.在模擬實車使用情況下，風(fēng)扇傳動裝置試驗完成506.5 h后，仍然工作正常，表明風(fēng)扇傳動裝置結(jié)構(gòu)設(shè)計合理、可靠，滿足試驗大綱要求.實車使用狀況良好，滿足車輛可靠性要求.

4 結(jié) 論

通過對風(fēng)扇傳動裝置設(shè)計，實現(xiàn)了自動測量風(fēng)扇轉(zhuǎn)速的功能，避免了因風(fēng)扇超速過載而導(dǎo)致失效，提高了風(fēng)扇傳動裝置及其負載風(fēng)扇的可靠性；同時，通過獲得的風(fēng)扇轉(zhuǎn)速，可監(jiān)測風(fēng)扇的工作狀態(tài)，也為風(fēng)扇的自動化控制奠定了基礎(chǔ).

試驗結(jié)果表明：風(fēng)扇傳動裝置，結(jié)構(gòu)合理，各部件之間匹配良好，滿足車輛設(shè)計要求、系統(tǒng)要求、可靠性要求及使用要求.