發(fā)動機前端輪系設計

王振 李慧軍 由毅

（蓋斯特動力總成技術（蘇州）有限責任公司）

汽車電子作為提升汽車性能的高科技產品，被稱為汽車技術提升的一次革命，多數(shù)汽車部件已經實現(xiàn)了電子化。轉向系統(tǒng)作為汽車的必要組成部件，經歷了機械轉向和液壓轉向2個階段，電子化將成為今后發(fā)展的必然趨勢。輪系設計是否合理將影響各附件的使用性能及可靠性，而且還對整車的舒適性能產生影響，靜音效果好且可靠性高的前端輪系將作為研究重點。文章針對已量產的液壓轉向車型，在開發(fā)EPS時，對已搭載的發(fā)動機前端輪系重新進行設計。

1 設計原則

1.1 發(fā)動機附件位置的確定

發(fā)動機前端輪系包括：驅動皮帶、液壓張緊器、曲軸減振皮帶輪及其他發(fā)動機附件。發(fā)動機附件輪系的布置首先受到整車總布置尺寸的限制，有限的發(fā)動機艙加大了輪系布置的難度。因為作用在驅動皮帶上的張力對皮帶壽命影響較大，在條件允許的情況下，將負荷較大的附件布置于緊挨曲軸的緊邊，避免驅動皮帶在整個帶長上均承受到較大的張力；負荷較低的附件和直徑較小的帶輪應放在松邊，以減小帶中應力水平，提高帶的壽命[1]。

1.2 帶輪包角

帶輪應有足夠的包角，若包角偏小可通過調整帶輪位置或增加惰輪來增加包角，包角經驗值，如表1所示。

表1 6PK皮帶輪包角推薦值 （°）

1.3 帶輪跨距

帶輪跨距越大驅動皮帶抖動幅度越大，跨距越小對輪系平面度要求越高，一般經驗值為：兩輪之間最大跨距＜300 mm，槽輪跨距最小值＞60 mm，平輪跨距最小值＞50 mm。

1.4 帶輪尺寸

確認帶輪直徑時，首先，要考慮滿足傳動比的設計要求，保證附件正常使用轉數(shù)；其次，為了減少驅動皮帶彎曲應力，帶輪直徑應足夠大，尤其是背部帶輪；最后，還要考慮緊湊布置的要求。帶輪尺寸推薦值：正面帶輪直徑＞45 mm，背部帶輪直徑＞70 mm。

1.5 張緊力的設計

張緊力是輪系的關鍵參數(shù)之一。若張緊力不足皮帶會打滑并伴隨打滑噪聲，影響附件正常使用及整車舒適性，且皮帶也會因摩擦過熱而縮短使用壽命；過大的張緊力又會增加各附件驅動輪軸承的徑向載荷，使軸承壽命縮短、附件消耗功率增加。由此可見，過大或過小的預張力都不利于輪系運行，設計中需根據(jù)經驗或計算給出一個合理范圍。

1.6 共面性

正常運行的輪系對共面性要求較高，通常相鄰兩輪中心平面偏差應＜0.7°，兩輪角度偏差應≤1°。若共面性太差會導致驅動皮帶偏磨、切入異響等情況。根據(jù)經驗，偏差每超過1°，驅動皮帶的使用周期將縮短20%～30%[2]。為了控制輪系共面性，需要保證附件支架的剛度和安裝精度。

2 設計方案

出于成本和開發(fā)周期考慮，新開發(fā)的發(fā)動機輪系整體布置盡量保持輪系坐標不變。以惰輪及惰輪支架代替液壓轉向泵，惰輪的具體輪系坐標與包角需要重新計算來確認。圖1示出某發(fā)動機現(xiàn)有輪系圖。

圖1 某發(fā)動機現(xiàn)有輪系圖

3 計算輸入

輪系計算需要輸入發(fā)動機特性參數(shù)、各附件輪系坐標及皮帶和張緊器的參數(shù)。表2示出某發(fā)動機特征參數(shù)，表3示出此款發(fā)動機附件輪系坐標參數(shù)，表4示出此款發(fā)動機皮帶和張緊輪參數(shù)。

表2 某發(fā)動機特征參數(shù)

表3 某發(fā)動機各附件輪系坐標 mm

表4 某發(fā)動機皮帶與張緊器參數(shù)

4 計算分析

4.1 靜態(tài)計算

根據(jù)表2～4的輸入?yún)?shù)，使用專業(yè)分析軟件對輪系進行靜態(tài)分析。

1）新布置的輪系，如圖2所示。各附件的輪系坐標、有效直徑等參數(shù)，如表5所示。

圖2 某發(fā)動機重新設計后輪系圖

表5 某發(fā)動機皮帶輪系坐標

2）驅動皮帶張緊力曲線平穩(wěn)，如圖3所示。皮帶參數(shù)計算結果概要，如表6所示。

圖3 某發(fā)動機驅動皮帶張緊力曲線圖

表6 某發(fā)動機皮帶參數(shù)計算結果概要

3）液壓張緊器處于合理工作范圍內，如表7所示。

表7 某發(fā)動機皮帶張緊器工作范圍

4.2 動態(tài)計算

動態(tài)計算還需要輸入發(fā)動機輪系各附件的轉動慣量、功率消耗、曲軸扭矩角位移及發(fā)動機功率扭矩曲線。輪系各附件的轉動慣量屬于零件特性，需要單獨確定，表8示出相關輪系附件的轉動慣量。圖4示出壓縮機的功耗曲線圖。

表8 某發(fā)動機輪系各附件的轉動慣量 kg·cm2

圖4 壓縮機功耗曲線

發(fā)動機上的發(fā)電機功耗參數(shù)，如表9所示。

表9 某發(fā)電機功耗參數(shù)

發(fā)動機水泵功耗曲線，如圖5所示。

圖5 某發(fā)動機水泵功耗曲線圖

發(fā)動機曲軸扭振曲線，如圖6所示。

圖6 某發(fā)動機曲軸扭振角位移圖

發(fā)動機的扭振曲線，如圖7所示。

圖7 某發(fā)動機扭矩曲線圖

發(fā)動機功率曲線，如圖8所示。

圖8 某發(fā)動機功率曲線圖

使用Simdriver分析軟件對輪系進行動態(tài)分析，從動態(tài)分析可以看出以下結果。

4.2.1 打滑率

除水泵外其余附件打滑率都＜2%，處于合理范圍內，且因基礎機型是量產機型，水泵處打滑率已經被驗證沒有問題，所以接受水泵2.3%的打滑率。各附件打滑率，如圖9所示。

圖9 某發(fā)動機輪系各附件打滑率

4.2.2 驅動皮帶各段抖動

1）空調壓縮機段皮帶單邊抖動最大值為6.7 mm，處于合理范圍內?？照{段驅動皮帶抖動幅度，如圖10所示。

圖10 空調段驅動皮帶抖動幅度

2）電機段驅動皮帶單邊抖動最大達到11 mm，雖然位于理論范圍內，但應確認該段皮帶是否與周邊部件有干涉。電機段驅動皮帶抖動幅度，如圖11所示。

圖11 電機段驅動皮帶抖動幅度

從前端布置圖（圖12）可看出，該段皮帶干涉的最大風險位于右安裝支架，因兩者之間的設計間距為11.86 mm＞11 mm，所以接受皮帶電機段的抖動幅度。

圖12 某發(fā)動機前端布置示意圖

3）水泵段皮帶抖動幅度滿足設計要求，如圖13所示。

圖13 水泵段驅動皮帶抖動幅度

4.2.3 張緊臂振動情況

張緊臂振動角位移＜3°，情況良好，滿足設計要求，如圖14所示。

圖14 張緊臂振動角位移

4.2.4 輪系各附件載荷情況

各附件徑向平均載荷和最大動載荷，如圖15和圖16所示。

圖15 某發(fā)動機各附件徑向平均動載荷

圖16 某發(fā)動機各附件徑向最大動載荷

4.3 惰輪選型

按動態(tài)計算得出的惰輪徑向載荷717N，考慮安全因素，惰輪的當量載荷取1000N，再結合該發(fā)動機的循環(huán)工況可得惰輪軸承生命周期內的平均轉速為6378r/min；將以上參數(shù)輸入軸承耐久計算軟件中，選中某款壽命為6 373 h的惰輪（如圖17）可按此轉速以平均50 km/h行駛32萬km，滿足耐久設計要求。

圖17 惰輪結構示意圖

4.4 惰輪支架設計

通過Proe設計軟件，結合發(fā)動機氣缸體和正時鏈罩等邊界數(shù)據(jù)設計出惰輪支架的3D數(shù)據(jù)，如圖18所示，經整車總布置確認后進行數(shù)據(jù)凍結。

圖18 惰輪支架三維模型圖

最后還要對惰輪支架進行強度分析，ABQUS分析結果如下。

4.4.1 靜強度

在最大及最小靜力載荷作用下，支架的最大應力幅值為53.8 MPa，低于材料的屈服極限140 MPa，滿足靜強度要求，如圖19和圖20所示。

圖19 最大載荷作用下的惰輪支架應力分布

圖20 最小載荷作用下的惰輪支架應力分布

4.4.2 疲勞強度

由圖21可以看出，最小安全系數(shù)是2.36，出現(xiàn)在左下角的螺栓凸臺根部，但仍滿足設計要求。

圖21 惰輪支架安全系數(shù)分布圖

5 結論

文章介紹了輪系分析軟件對輪系進行模擬計算的過程，合理地確定了輪系坐標，通過強度分析軟件計算確定惰輪支架數(shù)據(jù)，確保惰輪定位準確、安裝可靠，為后續(xù)同類開發(fā)積累寶貴經驗。