(內(nèi)燃機(jī)可靠性國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，山東 濰坊 261061；濰柴動(dòng)力股份有限公司，山東 濰坊 261061)

0 引言

國(guó)內(nèi)外對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)(前端輪系)做過(guò)大量理論與試驗(yàn)研究[1-4]。華南理工大學(xué)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的旋轉(zhuǎn)振動(dòng)進(jìn)行了實(shí)測(cè)與理論計(jì)算研究，其中張緊臂擺角的試驗(yàn)與計(jì)算結(jié)果吻合較好[5]。但由于多楔帶性能試驗(yàn)較復(fù)雜，以及發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)一致性等原因，在實(shí)際匹配中發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件仍存在張緊輪偏磨、皮帶斷裂等問(wèn)題，因此發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件實(shí)際應(yīng)用研究較為必要。本文針對(duì)某發(fā)動(dòng)機(jī)前端輪系進(jìn)行了試驗(yàn)研究，并應(yīng)用Simdrive軟件對(duì)匹配應(yīng)用過(guò)程中風(fēng)扇參數(shù)改變等影響因素進(jìn)行了計(jì)算分析。

1 前端輪系布局

某車用發(fā)動(dòng)機(jī)前端輪系包括，驅(qū)動(dòng)輪即曲軸帶輪(CRK)、風(fēng)扇帶輪(FAN)、惰輪(IDL)、水泵帶輪(WP)、張緊器(TEN)、張緊臂(Lever)及多楔帶，如圖1所示，其安裝位置的具體幾何尺寸和基本參數(shù)見表1。

表1 前端輪系邊界條件及參數(shù)

系統(tǒng)采用非對(duì)稱阻尼式自動(dòng)張緊器，張緊器初始張緊力為33.7 Nm，張緊器扭轉(zhuǎn)特性曲線如圖2所示。風(fēng)扇、水泵功耗曲線見圖3。

2 前端輪系試驗(yàn)研究

2.1 試驗(yàn)方法

各帶輪轉(zhuǎn)速通過(guò)激光轉(zhuǎn)速傳感器獲得。光柵盤上有60個(gè)黑白相間條碼，傳感器頭與光柵盤傾斜，傾斜角控制在15°內(nèi)，并適當(dāng)固定。

打滑率可通過(guò)皮帶與帶輪的相對(duì)速度來(lái)描述。由于惰輪無(wú)負(fù)載，其與皮帶之間基本不存在滑移現(xiàn)象，在本文作為參考帶輪。打滑率可以通過(guò)采集得到的惰輪和各帶輪的轉(zhuǎn)速信號(hào)來(lái)評(píng)價(jià)：

ε=(v1-v2)/v1=(πn1D1-πn2D2)/(πn1D1)

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

(1)

式中：ε為打滑率，%；v1、v2分別為參考帶輪、附件帶輪圓周速度，m/s；n1、n2分別為參考帶輪、附件帶輪轉(zhuǎn)速，r/min；D1、D2分別為參考帶輪和附件帶輪的直徑，mm。

皮帶動(dòng)態(tài)張緊力可通過(guò)載荷傳感器間接測(cè)量得到。本文在惰輪安裝了載荷傳感器。由于惰輪結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、拆卸較方便，且不傳遞功率，故其兩側(cè)的皮帶張緊力大小可始終認(rèn)為相等。通過(guò)測(cè)得的張緊器惰輪上輪轂載荷隨發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸轉(zhuǎn)速變化的關(guān)系曲線，然后采用力平行四邊形法則間接測(cè)量皮帶張緊力，如圖4 所示。

(2)

式中：H為輪轂載荷，N；T為皮帶張緊力，N；α為帶輪兩側(cè)張緊力夾角，(°)。

張緊臂擺角采用旋轉(zhuǎn)式電位計(jì)測(cè)量，采樣頻率為 50 kHz。電位計(jì)布置在與張緊臂旋轉(zhuǎn)中心同一軸線的位置上。

2.2 試驗(yàn)結(jié)果與分析

對(duì)該發(fā)動(dòng)機(jī)前端輪系的匹配情況進(jìn)行測(cè)試，測(cè)試曲軸角振動(dòng)、帶輪打滑、自動(dòng)張緊器張緊臂的擺幅等，驗(yàn)證系統(tǒng)布局方式是否合理。圖5為發(fā)動(dòng)機(jī)負(fù)荷30%、60%、100%時(shí)的曲軸系3階角位移曲線，可以看出，隨著負(fù)荷增加，曲軸角位移相應(yīng)增大。圖6為發(fā)動(dòng)機(jī)負(fù)荷30%、60%、100%時(shí)的張緊臂擺角變化情況，可以看出負(fù)荷增大時(shí)，張緊臂擺角也相應(yīng)增大。發(fā)動(dòng)機(jī)全負(fù)荷時(shí)，張緊臂擺角達(dá)6.53°，此時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為600 r/min，擺角較大，張緊器有偏磨風(fēng)險(xiǎn)。該發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)際使用過(guò)程中亦存在張緊輪偏磨問(wèn)題，驗(yàn)證了試驗(yàn)結(jié)果的合理性。圖7為附件打滑率情況，其中曲軸帶輪打滑率最大，為1.1%左右。風(fēng)扇帶輪打滑率<0.5%，打滑風(fēng)險(xiǎn)較小。

3 仿真分析及對(duì)比驗(yàn)證

3.1 模型搭建

在Simdrive 3D軟件中搭建仿真計(jì)算模型。計(jì)算模型邊界條件為多楔帶性能試驗(yàn)所獲得的參數(shù)，包括多楔帶縱向剛度、剪切模量、背部剪切模量、徑向剛度、背部剪切剛度、張緊力系數(shù)、背部張緊力系數(shù)、每楔單位長(zhǎng)度質(zhì)量、彎曲剛度等。

定義多楔帶與帶輪間的摩擦系數(shù)。將負(fù)荷為100%時(shí)的曲軸系3階角位移幅值和相位角通過(guò)階次分析作為計(jì)算模型的激勵(lì)源，并加載附件功率。針對(duì)圖1的前端輪系，建立了仿真模型，如圖8所示。

3.2 分析結(jié)果及對(duì)比分析

通過(guò)計(jì)算獲得了張緊輪擺角及曲軸帶輪打滑率情況，并與試驗(yàn)值進(jìn)行對(duì)比，如圖9～10所示。

張緊輪擺角最大值亦發(fā)生在最低轉(zhuǎn)速600 r/min，最大值為5.5°。隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速增加，擺角逐漸減小最后趨于平穩(wěn)，整體變化趨勢(shì)與試驗(yàn)相同，但計(jì)算值小于試驗(yàn)值。打滑率最大值亦出現(xiàn)在曲軸帶輪處，計(jì)算值在低轉(zhuǎn)速和高轉(zhuǎn)速時(shí)較大，最大值出現(xiàn)在1 800 r/min，打滑率為1.38%，試驗(yàn)值是1.12%。隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速升高，打滑率逐漸增加。從計(jì)算結(jié)果及該發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)際使用情況可以看出，張緊輪擺角較大、系統(tǒng)無(wú)打滑風(fēng)險(xiǎn)。通過(guò)比較分析可知，計(jì)算模型整體上較合理，誤差主要原因?yàn)橛?jì)算模型輸入?yún)?shù)，如曲軸角位移、張緊器回滯曲線數(shù)據(jù)、皮帶參數(shù)等均需通過(guò)測(cè)試獲得，而測(cè)試結(jié)果又受限于試驗(yàn)條件及累計(jì)測(cè)試誤差等影響。

4 影響因素分析

根據(jù)前面分析，該發(fā)動(dòng)機(jī)前端輪系布局符合要求。為滿足不同用途對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)功率散熱量的需求，需要調(diào)節(jié)風(fēng)扇風(fēng)量。通?？赏ㄟ^(guò)更換不同的風(fēng)扇直徑或更換不同的風(fēng)扇帶輪直徑實(shí)現(xiàn)不同的風(fēng)扇速比，來(lái)獲得不同的風(fēng)量。因此，研究風(fēng)扇相關(guān)因素變化對(duì)前端輪系的影響具有實(shí)際意義。曲軸扭轉(zhuǎn)振動(dòng)對(duì)前端輪系也有較大影響，需要分析。

4.1 曲軸扭振

為驗(yàn)證激勵(lì)源——曲軸扭轉(zhuǎn)振動(dòng)角位移對(duì)系統(tǒng)的影響，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)負(fù)載為30%、60%、100%時(shí)的曲軸扭轉(zhuǎn)振動(dòng)數(shù)據(jù)進(jìn)行分析，計(jì)算激勵(lì)源對(duì)張緊臂擺角、曲軸帶輪打滑率、曲軸每楔皮帶張緊力的影響，結(jié)果如圖11～13所示。

從圖11～13可以看出，發(fā)動(dòng)機(jī)負(fù)載較低即曲軸角位移較小時(shí)，張緊臂擺角明顯減小，說(shuō)明發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸扭轉(zhuǎn)振動(dòng)性能對(duì)張緊輪擺角影響較大。為控制張緊輪擺角，需設(shè)計(jì)合理的發(fā)動(dòng)機(jī)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)及滾振數(shù)值，這可通過(guò)改變曲軸固有頻率、提高阻尼(更換材料)、減小振能(改變發(fā)火順序)、采用減振器等措施來(lái)實(shí)現(xiàn)，具體措施需要通過(guò)試驗(yàn)積累確定。

隨負(fù)荷增大，每楔皮帶張緊力及曲軸帶輪打滑率都趨于增大。負(fù)荷由30%變?yōu)?00%時(shí)，每楔皮帶張緊力由232 N增大為271 N，打滑率由0.83%增大為1.4%。

4.2 風(fēng)扇功率

更換大直徑的大風(fēng)量風(fēng)扇，通常風(fēng)扇功率相應(yīng)提高，需重新評(píng)估輪系各指標(biāo)。現(xiàn)對(duì)風(fēng)扇功率分別提高30%、60%進(jìn)行對(duì)比計(jì)算分析，計(jì)算風(fēng)扇功率對(duì)張緊臂擺角、曲軸帶輪打滑率、曲軸每楔皮帶張緊力的影響，結(jié)果如圖14～16所示。

可以看出，風(fēng)扇功率改變對(duì)張緊輪擺角影響較小，風(fēng)扇功率增加，張緊輪擺角最大值稍有增加，整體擺動(dòng)變化趨勢(shì)基本相同。風(fēng)扇功率增大對(duì)每楔皮帶張緊力和曲軸打滑率影響較大。風(fēng)扇功率增加60%，每楔皮帶張緊力由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 風(fēng)扇轉(zhuǎn)動(dòng)慣量

匹配不同廠家風(fēng)扇、或不同材料的風(fēng)扇，如鐵質(zhì)風(fēng)扇與塑料風(fēng)扇，在風(fēng)扇功率相同的情況下，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量差別較大。本文對(duì)風(fēng)扇轉(zhuǎn)動(dòng)慣量分別提高30%、60%進(jìn)行對(duì)比計(jì)算分析，計(jì)算風(fēng)扇轉(zhuǎn)動(dòng)慣量對(duì)張緊臂擺角、曲軸帶輪打滑率、曲軸每楔皮帶張緊力的影響，結(jié)果如圖17～19所示。

可以看出，風(fēng)扇轉(zhuǎn)動(dòng)慣量改變對(duì)張緊輪擺角影響亦較小，慣量增加，張緊輪擺角為減小趨勢(shì)，整體擺動(dòng)變化趨勢(shì)基本相同。風(fēng)扇慣量增加，每楔皮帶張緊力和打滑率趨于增大，但變化值較小。這說(shuō)明風(fēng)扇慣量改變對(duì)前端輪系性能指標(biāo)影響較小，當(dāng)前端輪系布局相同時(shí)，同功率的塑料風(fēng)扇和鐵質(zhì)風(fēng)扇對(duì)其性能影響不大。

4.4 風(fēng)扇速比

受空間限制，當(dāng)單純?cè)黾语L(fēng)扇直徑無(wú)法滿足整車熱平衡要求時(shí)，亦常采用減小風(fēng)扇帶輪直徑來(lái)增加風(fēng)扇速比。本文對(duì)風(fēng)扇速比分別提高30%、60%進(jìn)行對(duì)比計(jì)算分析，僅考慮速比單因素，忽略帶輪直徑減小導(dǎo)致的慣量改變。計(jì)算的風(fēng)扇速比對(duì)張緊臂擺角、曲軸帶輪打滑率、曲軸每楔皮帶張緊力影響的結(jié)果如圖20～22所示。

可以看出，風(fēng)扇速比改變對(duì)輪系各性能指標(biāo)影響均較大。速比增加60%，張緊輪擺角由5.5°增加至6.3°；每楔皮帶張緊力由271 N增加至373 N；曲軸打滑率最大值由1.4%增加至3.24%，各項(xiàng)指標(biāo)均惡化。其中每楔皮帶張緊力和曲軸打滑率為不可接受范圍。因此，設(shè)計(jì)匹配過(guò)程應(yīng)盡量避免更改風(fēng)扇速比。

5 結(jié)論

采用實(shí)測(cè)和計(jì)算方法分析了發(fā)動(dòng)機(jī)前端輪系各附件打滑率、張緊臂擺角等動(dòng)態(tài)數(shù)據(jù)，計(jì)算值和實(shí)測(cè)值吻合較好，驗(yàn)證了前端輪系計(jì)算分析方法的可信性。

用前端輪系計(jì)算分析方法分析得到的風(fēng)扇功率、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量、速比等參數(shù)變化對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)前端輪系性能指標(biāo)的影響情況，對(duì)輪系設(shè)計(jì)匹配具有參考意義。