基于Simdrive 3D軟件對某發動機前端輪系仿真分析

王俊然，程市，曾超，劉倫倫，王景新，王鳳娟

（1.261061 山東省 濰坊市 內燃機可靠性國家重點實驗室;2.261021 山東省 濰坊市 濰柴動力股份有限公司）

0 引言

隨著用戶對整車舒適性有更高的要求以及車用電器功率的不斷增大，發動機前端附件驅動（Front End Accessory Drive，FEAD）系統布置越來越復雜，FEAD 系統的布置與設計將直接影響發動機的性能，進而影響到整車工作的可靠性和技術指標，因此，FEAD 系統布置也越來越引起業內的關注。目前，主要通過實驗來驗證發動機FEAD 系統的可靠性，但這樣會耗費大量的人力物力，并且驗證周期較長，因此對發動機FEAD系統的動態仿真分析十分重要。

本文針對某發動機的FEAD 系統，考慮曲軸轉速波動、張緊輪性能、多楔帶與帶輪的摩擦系數和帶輪的轉動慣量等因素，利用Simdrive 3D 軟件進行動態仿真，對各帶段每楔皮帶張力、張緊臂擺角、打滑率和抖動量等指標進行分析和評估，指導發動機的FEAD 系統的正向開發。

1 前端輪系布局及計算輸入

1.1 附件位置

由于整車的發動機艙空間有限，所以，要確保輪系布局的緊湊性?？紤]到皮帶張力對多楔帶有較大影響，在布置時，盡量將負荷較大的附件布置在曲軸皮帶輪的緊邊處[1-3]，負荷較小的附件布置在松邊處，一般張緊輪布置在曲軸皮帶輪的最松邊。根據各附件的性能和轉速需求確定其傳動比，再通過曲軸皮帶輪的直徑和傳動比確定各附件帶輪的直徑[4]。為減小對稱循環彎曲應力對多楔帶的影響，提高皮帶壽命，帶輪直徑要盡量大一些，但帶輪直徑也不能過大，否則在轉動過程中，會加大多楔帶的離心力，降低皮帶與帶輪間的摩擦力，導致皮帶打滑或橫滾。兩帶輪間的皮帶跨距[5]不應過大，否則會在運轉過程中，皮帶抖動幅度過大，容易與周邊部件產生干涉。一般二帶輪跨距中點，距離周邊部件的距離不小于皮帶跨距的5%，若跨距較大可增加惰輪調節。帶輪包角[6]是決定傳動能力的重要參數之一，包角越大，傳動能力越強。輪系中各帶輪的位置和有效直徑決定了其包角大小，當包角不滿足要求時，可以通過增加惰輪、張緊輪來增大包角。本輪系的布置參數見表1。

表1 附件參數Tab.1 Accessory parameters

1.2 多楔帶和張緊輪

目前FEAD 系統多使用多楔帶[7-9]。多楔帶摩擦面大，柔性好，使其在帶槽內不可能扭轉，有良好橫向穩定性，可克服帶傳動的橫向振動以消除帶與帶輪的相互碰撞，減小振動，降低噪音。多楔帶的初始張力也是保證輪系正常運轉的重要指標之一，張力過小容易出現多楔帶打滑現象，并產生噪音，張力過大又會降低多楔帶的使用壽命，還會加大帶輪軸承的負荷，從而影響軸承的使用壽命，所以在FEAD 系統布置過程中應根據設計經驗或通過計算給出合理的多楔帶初始張力，一般認為每楔多楔帶的初始張力為45～65 N。本輪系采用10PK 多楔帶，其縱向剛度為150 000 N/m。

目前發動機FEAD 系統多使用自動張緊輪調節皮帶張力，提高系統可靠性。自動張緊輪主要有3 個位置[10]：當取下皮帶時，張緊輪擺到的位置稱為自由位置，此時張緊輪無張緊作用；當皮帶正常安裝后的靜態位置稱為名義位置，此時，可以確定皮帶的有效長度；初始安裝時，為方便安裝，會將張緊輪擺動到極限位置稱為安裝位置。工作過程中，為防止張緊輪的徑向載荷方向與張緊臂平行，出現頂死而導致張緊器不工作和張緊臂振斷的失效風險，規定張緊輪所受的徑向載荷方向與張緊臂的夾角必須大于 25°，且張緊輪的擺動幅度不能超過 5°。本輪系采用的自動張緊器的性能曲線如圖1 所示。

圖1 自動張緊器的性能曲線Fig.1 Automatic tensioner performance curve

1.3 發動機激勵和附件功耗

該發動機怠速為750 r/min，最高轉速為2 300 r/min。對于直列四缸發動機，2 階、4 階和6 階等是其主激勵諧次，通過AVL 的曲軸系計算獲得計算輸入所需的系統激勵源，即曲軸皮帶輪在不同轉速下的角位移和相位角，如圖2 所示。對于四沖程發動機，可通過式（1）將獲取的激勵數據轉化為發動機不同轉速對應時域信號用于計算。

圖2 發動機激勵Fig.2 Engine incentive

式中：n0——基準轉速；j——階次，j=0.5，1，1.5，…，11.5，12；Aj——第j 階次的幅值；t——時間；φj——第j 階次的相位角。

該發動機的FEAD 系統的耗功附件包括水泵、風扇和發電機，其耗功數據如表2 所示。

表2 各附件功耗Tab.2 Power of accessories

2 動態仿真結果

利用Simdrive 3D 軟件建立的輪系模型（如圖3 所示），該發動機的FEAD 系統包括曲軸（CRK）-水泵（WP）-風扇（FAN）-惰輪（IDL）-發電機（ALT）-張緊器（TEN）。

圖3 前端輪系模型Fig.3 FEAD model

利用Simdrive 3D 軟件針對額定張力和衰減兩種狀態下，各帶段每楔皮帶張力、皮帶打滑率、皮帶抖動量和張緊臂擺角等指標進行校核。額定張力狀態是指多楔帶為皮帶的有效長度和自動張緊器可提額定扭矩，模擬皮帶和自動張緊器均為正常的狀態。衰減狀態是指多楔帶延伸1%，且自動張緊器所提供的扭矩衰減25%，模擬工作一段時間后，皮帶和張緊輪同時衰減到極限狀態。

2.1 額定張力狀態

額定張力狀態下，FEAD 系統的皮帶長度即為有效長度1 795.3 mm，自動張緊器在名義位置處提供的張緊力矩為48.8 N·m。

2.1.1 每楔皮帶張力

通過仿真分析得到系統中各帶段間的每楔皮帶張力（如圖4 所示）。在發動機FEAD 系統中，每楔皮帶張力最大值出現在主動輪的緊邊處，本輪系為進入曲軸皮帶輪的帶段，該帶段的每楔皮帶張力為223.4 N，故在額定張力狀態下，本輪系的每楔皮帶張力滿足限值要求。

圖4 帶段的皮帶張力Fig.4 Belt tension

2.1.2 張緊臂擺角

FEAD 系統的張緊臂擺角結果如圖5 所示?？梢钥闯?，發動機在怠速階段，張緊臂擺角較大，最大值為3.7°，因此在額定張力狀態下，本輪系的張緊臂擺角滿足限值要求，系統是穩定可靠的。

圖5 張緊臂擺幅Fig.5 Tension arm displacement

2.1.3 皮帶打滑率

為保證FEAD 系統的可靠性，行業內普遍認為各帶輪的打滑率[11]不應高于3%，否則會產生噪聲，也會降低多楔帶的使用壽命。本輪系各帶輪的打滑率如圖6 所示。打滑率最大值出現在曲軸帶輪處為2.76%，滿足限值要求，故可認定，在額定張力狀態下，本輪系不會出現打滑現象。

圖6 各帶輪打滑率Fig.6 Slip of pulleys

2.1.4 皮帶抖動量占比

行業內一般認為前端輪系中皮帶抖動量占比不應大于10%。皮帶抖動量計算結果如圖7 所示。可以看出，在水泵-風扇段的皮帶抖動量占比最大為1.04%，滿足限值要求，故可認定，在額定張力狀態下，本輪系的皮帶抖動量占比符合要求。

圖7 皮帶抖動量占比Fig.7 Belt transverse deflection

2.2 衰減狀態

一般認為，衰減狀態模擬發動機運行一段時間后，多楔帶和自動張緊器同時衰減后的工況，多楔帶長度延伸1%，則此時皮帶長度為1 813.3 mm，自動張緊輪可提供的張緊力矩衰減25%，為36.6 Nm。

2.2.1 每楔皮帶張力

由于自動張緊器提供的張緊力矩減小，故各帶段間皮帶張力也相應減小，該狀態下各帶段的皮帶張力如圖8 所示?？梢钥闯觯M入曲軸皮帶輪帶段的每楔皮帶張力為168.5 N，故本輪系在衰減狀態下，每楔皮帶張力滿足限值要求。

圖8 帶段的皮帶張力Fig.8 Belt tension

2.2.2 張緊臂擺角

衰減狀態下，張緊臂擺角結果如圖9 所示?？梢钥闯?，怠速階段，張緊臂擺角較大為2.11°，滿足限值要求，故本輪系在衰減狀態下，張緊臂擺角滿足設計要求。

圖9 張緊臂擺幅Fig.9 Tension arm displacement

2.2.3 皮帶打滑率

衰減狀態下，打滑率略有增大，計算得出各帶輪的打滑率如圖10 所示。打滑率最大值為2.89%，滿足限值要求，故本輪系在衰減狀態下，打滑率滿足設計要求。

圖10 各帶輪打滑率Fig.10 Slip of pulleys

2.2.4 皮帶抖動量占比

衰減狀態下，皮帶抖動量計算結果如圖11所示。可以看出，仍然在水泵-風扇段的皮帶抖動量占比最大為3.32%，滿足限值要求，故本輪系在衰減狀態下，皮帶抖動量占比滿足設計要求。

圖11 皮帶抖動量占比Fig.11 Transverse deflection

3 結論

針對該發動機的FEAD 系統，在額定張力狀態和衰減狀態下，各項指標均滿足設計要求。利用Simdrive 3D 軟件對發動機的前端輪系進行動態仿真，可以快速獲取不同工況下發動機前端輪系的各項性能指標，指導整機正向開發，加快前端輪系的布置。另外，前端輪系計算還可以獲取各附件帶輪的最大和平均載荷的大小及方向，為校核附件支架系統可靠性和軸承壽命等提供有效的邊界條件。