某柴油機前端附件驅動系統的動態仿真和實車測試研究

王孝權 陳霖強 姚建明

(1.上海內燃機研究所有限責任公司，上海 200438；2.上汽集團商用車技術中心，上海 200438)

0 前言

發動機作為汽車傳統動力的來源，是所有的零部件及系統最重要的組成部分之一。發動機前端附件驅動系統(FEAD)是發動機負責驅動這些附件的系統，它以曲軸為輸出動力，通過皮帶和皮帶輪之間的摩擦力將動力傳輸到發動機上的各個附件。現代汽車發動機FEAD系統的結構日趨復雜，需要驅動的附件數量越來越多。發動機FEAD系統的設計直接影響著發動機的性能及可靠性。FEAD系統若設計不當，在實際工程應用中會出現皮帶打滑、張緊器失效、附件支架斷裂，以及前端輪系異響等問題。

在發動機FEAD系統的設計開發中，面臨的最大問題是系統動力學問題[1]。由于發動機內部混合燃燒的不穩定性，造成曲軸輸出端轉速的波動，導致前端附件驅動系統產生較高的動態皮帶張力、張緊臂擺幅、皮帶抖動及相關噪聲-振動-平順性(NVH)問題[2]。前期的動態模擬仿真可以驗證發動機FEAD系統前期設計布局的合理性。

本文通過對某2.0T柴油機FEAD系統進行動態模擬仿真和實車測試分析，可以預測出該系統在各種極限工況下的各附件輪滑移率、各帶段的皮帶抖動和動態張力、張緊臂擺幅隨發動機轉速的變化情況。評估該FEAD系統設計的合理性和穩定性，對發動機FEAD系統的設計和驗證評估標準具有指導意義。

1 FEAD系統動態模擬仿真

1.1 系統建模

本文應用的動態模擬仿真軟件為SIMDRIVE 3D，是1款由德國汽車工業協會(VDA)發起，結合了柏林工業大學30余年的研究成果，為解決當時德國五大整車企業傳動系統工程應用中面臨的工程問題，由眾多機構合作開發的動力學分析軟件。

圖1為某2.0T柴油機的發動機前端附件驅動系統平面布局圖。系統組成包括：曲軸(CRK)、空調壓縮機(AC)、惰輪1(IDL1)、發電機(ALT)、動力轉向泵(PS)、惰輪2(IDL2)、水泵(WP)和自動機械張緊器(TEN)。

圖1 某2.0T柴油機前端附件驅動系統平面示意圖

SIMDRIVE 3D軟件中相關附件都是模塊化的，可以直接選擇相應模型。將各個附件輪及惰輪的坐標和尺寸參數輸入后，需要對每個附件的單元進行參數設定。發電機、空調水泵和轉向泵的功率消耗隨發動機轉速變化的數據曲線如圖2～圖5所示，仿真計算時應考慮所有附件都在全負荷狀態下工作。各個附件及惰輪的坐標和尺寸參數如表1所示。

表1 FEAD系統布置參數

圖2 發電機功率曲線

圖3 空調功率曲線

圖4 水泵曲線

圖5 動力轉向泵功率曲線

FEAD系統動態激勵源主要是曲軸的角振動。對于4缸發動機來說，主要的激勵來自于發動機曲軸的二階曲軸角振動，該發動機的二階曲軸角振動曲線如圖6所示。

在該FEAD系統中應用了發電機單向耦合減振器(OAD)，可以有效地改善大慣量發電機轉子對系統振動動態特性的影響，降低系統的振動和噪聲。在發電機減振器方面，SIMDRIVE 3D軟件中的功能模塊可以選擇萊頓、蓋茨、哈金森等著名輪系供應商的自定義功能模塊，本次動態模擬仿真選擇的是萊頓的OAD模塊。

在該FEAD系統的張緊器名義張力為330 N，本次動態模擬仿真于張緊器的名義狀態下進行。皮帶選用6PK規格的阿拉米線繩多楔帶。將所有參數模塊設置好后，得到的最終完成建模的系統界面如圖7所示。

圖6 曲軸二階角振動幅度曲線

圖7 系統建模完成界面

1.2 動態模擬

通過SIMDRIVE 3D軟件對以上模型進行仿真計算，可以得到該柴油機FEAD系統幾個關鍵參數隨發動機轉速變化情況。

該系統各附件輪滑移率隨發動機轉速變化情況如圖8所示。

圖8 各附件輪滑移率仿真計算結果

根據行業內的工程設計經驗來看，當滑移率小于±3%時，能夠保證系統多楔帶不發生打滑[3]。從圖8可以看出，最大的附件輪滑移率出現在曲軸帶輪上，最大滑移率達到1.8%。從仿真計算結果可知，該FEAD系統的各附件輪滑移率均符合設計要求。

該系統各帶段皮帶抖動幅度隨發動機轉速變化情況如圖9所示。

圖9 各帶段皮帶抖動幅度仿真計算結果

根據行業經驗值，要求各帶段的皮帶振動幅度要小于該帶段跨長的10%，否則多楔帶會產生抖動異響，另外還會與周圍邊界的零部件干涉，使多楔帶發生異常磨損[4]。從圖9可以看出，最大的皮帶抖動幅度出現在發電機-動力轉向泵帶段，達到10.1 mm。該帶段的長度為286.0 mm，在該FEAD系統中是最長的。該帶段長度的10%為28.6 mm。從仿真計算結果中可知，該FEAD系統的皮帶抖動幅度符合設計要求。

該系統張緊臂擺幅隨發動機轉速變化情況如圖10所示。

圖10 張緊臂擺幅仿真計算結果

關于張緊器張緊臂擺幅的評判標準，行業內供應商普遍要求張緊器在全壽命周期內張緊臂的擺幅始終保持在5°以下，才能保證張緊器的使用壽命滿足工程設計要求。從圖10可看出，張緊臂在發動機怠速低速時擺動幅度較大，這和低轉速時曲軸轉速波動較大有關，最大擺幅出現在轉速1 500 r/min左右，達到4.6°。從仿真計算結果可認為，該FEAD系統張緊器擺幅符合設計要求。

該系統曲軸-空壓機帶段動態張力隨發動機轉速的變化情況如圖11所示。

圖11 CRK-AC帶段動態張力仿真計算結果

該FEAD系統CRK-AC帶段為系統的最緊邊，為系統中受力最大的帶段。從圖11可看出，CRK-AC帶段的張力值在轉速1 700 r/min時的峰值扭矩為2 500 N。此時該帶段的單楔受力為416.67 N，阿拉米線繩可接受的多楔帶單楔受力為600 N以內，超出該限值可能會導致多楔帶可能會有斷裂的風險。所以，根據仿真結果，可以認為該系統的帶段最大張力能夠滿足6PK、阿拉米線繩配置的多楔帶的強度要求。

2 實車測試

為了進一步驗證該FEAD系統設計的合理性和可靠性，對發動機前端附件驅動系統進行了實車測試分析。實車測量在車輛城市路面工況下FEAD系統的曲軸角振動、各附件輪的滑移率、張緊器張緊臂的擺幅、CRK-AC段多楔帶的橫向振動幅度隨發動機轉速的變化情況。

2.1 前期準備

本次試驗發動機搭載的車輛為某中型寬體客車，手動檔(MT)配置，車輛總長為6 682 mm、總寬為2 110 mm，總高為 2 740 mm，核載人數為13人，如圖13所示。為了模擬車輛的滿載工況，在車輛的座位及后備箱空間裝入1 000 kg的沙袋。

本次實車實測試驗采用扭轉振動和噪聲分析系統(Rotec)測試設備。Rotec主要用來分析旋轉機械的扭轉振動、噪聲等相關問題，可廣泛運用于汽車工業的NVH問題分析。

本次測試的FEAD系統各傳感器安裝位置示意圖如圖12所示，圖13為測試車。由于拍攝空間位置有限，有些傳感器沒有在圖中示出。

圖12 傳感器位置安裝示意圖

圖13 測試車

2.2 測試結果

本次實測測試基于張緊器處于名義狀態下進行。在測試過程中保持發動機全負荷狀態，各附件處于全載模式。在模擬城市路況下，從怠速800 r/min加速到額定功率轉速4 000 r/min的過程中，測試并記錄該發動機FEAD系統各動態特性參數隨發動機轉速的變化情況。

將實車測得的發動機曲軸端轉速波動信號轉換為曲軸的扭轉振動信號。由于測試的發動機為直列4缸柴油機，主要的激勵來源于曲軸的二階扭振，測試系統對應的曲軸二階扭振隨發動機轉速變化曲線見圖14。

圖14 FEAD系統曲軸角振動幅度

對4缸柴油機來說，主要的激勵來自于發動機曲軸的二階角振動。在圖14中可明顯看出，該發動機在低轉速下角振動較大。隨著轉速升高，角振動逐漸降低。這是由怠速階段發動機轉速波動較大導致的，但峰值角振動只有3.5°左右，發動機穩定性較好。角振動幅度曲線走勢與圖6輸入的曲軸二階角振動幅度曲線的走向趨勢基本一致。

實車測試測得的各附件輪滑移率隨發動機轉速變化曲線如圖15所示。

圖15 FEAD系統各附件輪滑移率

從圖15可以看出，最大附件輪滑移出現在空壓機帶輪上，但是整體滑移率都在1.0%以下，最大峰值滑移率為0.7%左右，其他附件輪的滑移率都在0.5%以下。

動態模擬仿真與整車實測結果略有出入，這是因為動態仿真模擬的發動機工況與整車實測時存在一定的差異。在仿真模擬和實車測試所覆蓋到的工況范圍內，該發動機FEAD系統的各附件輪滑移率均小于行業工程設計經驗值的3%。當FEAD系統內各個附件輪滑移率都小于±3%時，能夠保證系統多楔帶不發生打滑，并避免噪聲等問題，所以從模擬仿真和實車測試結果可認為該FEAD系統的設計符合滿足工程設計要求。

實車測試獲得的系統張緊臂擺幅隨發動機轉速變化曲線如圖16所示。

圖16 FEAD系統張緊臂擺幅

從圖16可以看出，測試系統張緊臂擺幅在發動機轉速1 600 r/min左右出現峰值擺幅為4.3°。模擬仿真結果和實車測試上自動張緊器張緊臂幅值有所差異，其原因與上述附件輪滑移率的分析一樣。工程設計要求對張緊器張緊臂的擺幅要求不超過5°。仿真結果和實車測試結果都滿足行業工程經驗要求值，可認為該FEAD的張緊器張緊臂擺幅可滿足設計要求。

本次試驗測量的是ALT-PS帶段的皮帶抖動幅度。在工程上比較重視FEAD系統中最長帶段的皮帶抖動情況。因為帶段越長，在發動機正常運轉時越不穩定，皮帶抖動也越劇烈。實車測試測得的ALT-PS帶段皮帶抖動幅度隨發動機轉速變化曲線如圖17所示。

圖17 FEAD系統ALT-PS皮帶抖動幅度

以FEAD系統為平面直角坐標系，規定皮帶抖動方向朝著Y軸正方向為正，朝著Y軸負方向為負。從圖17中可看出測試系統ALT-PS帶段皮帶抖動幅度在發動機轉速1 800 r/min左右出現峰值幅度為14 mm。

在動態模擬仿真中，ALT-PS帶段皮帶抖動幅度峰值達到10.1 mm，與實車測試結果差異不大。橫向振動幅值占帶段總長度百分比在最小限值范圍內(10%)。從模擬仿真和實車測試結果可認為，該FEAD系統的帶段橫向振動幅度設計滿足工程實際要求。

3 結論

本文通過SIMDRIVE 3D軟件對某柴油機FEAD系統進行了動態模擬仿真分析，模擬計算出該FEAD系統在極限工況下各附件輪滑移率、各帶段皮帶抖動幅度、張緊臂擺幅和曲軸-空壓機帶段動態張力隨發動機轉速的變化情況，并對模擬仿真結果進行了分析評價。通過動態模擬仿真，可認為該FEAD系統的前期布局符合設計要求。

利用Rotec測試設備對搭載該柴油機FEAD系統的某中型寬體客車進行了實車測試。實車測量了車輛在城市路面工況下FEAD系統的曲軸角振動、各附件輪的滑移率、張緊器張緊臂的擺幅、CRK-AC段多楔帶的橫向振動幅度隨發動機轉速的變化情況，并對測試結果進行了分析評價，同時與動態仿真結果進行了對比分析。實車測試結果認為該柴油機FEAD系統符合工程設計要求。

綜上所述，動態模擬仿真可以驗證發動機FEAD系統前期靜態設計的合理性，縮短設計開發的周期和成本。實車測試是對發動機FEAD系統前期靜態參數設計的實際驗證，實測的結果為前期理論分析和模擬動態仿真提供了科學的試驗數據支撐。