某發動機張緊器故障原因分析及前端輪系優化

曾 超，王俊然，劉倫倫，王景新，尚嘉麗

（1.內燃機可靠性國家重點實驗室，山東 濰坊 261061；2.濰柴動力股份有限公司，山東 濰坊 261061）

前言

隨著整車對空間的緊湊性要求越來越高，發動機前端附件驅動（Front End Accessory Drive, FEAD）系統布置越來越復雜，因此多楔帶傳動[1-3]被廣泛應用于發動機行業，而自動張緊器[4-5]是多楔帶傳動系統的重要部件，可以實時調節皮帶張力，減小帶段張力波動，維持FEAD系統穩定，由于自動張緊器在工作中不斷擺動，導致其內部的阻尼件磨損嚴重，進而失效[6-7]。為降低張緊器的故障率，應合理布置FEAD系統，減少阻尼件的磨損，提高張緊器壽命，維持FEAD系統的可靠性。

本文針對某發動機空調-發電機層輪系的自動張緊器故障率高問題，經分析是張緊臂擺角大導致的，對輪系進行優化，使得張緊臂擺角降低到0.5 °以下。對優化后的輪系小批量投放到市場，現已驗證一年并未有自動張緊器故障反饋，證實了優化方案的有效性。

1 張緊輪故障及分析

1.1 張緊輪故障描述

某機型的前端輪系由風扇-水泵層和空調-發電機層構成，輪系布局如圖1所示，兩層輪系采用相同的自動張緊器，但市場反饋空調-發電機層的自動張緊輪故障率遠高于風扇-水泵層的故障率，經拆檢發現張緊輪的阻尼件磨損嚴重，如圖2所示，導致張緊器失效，出現輪系異響和皮帶偏磨等現象。

圖1 前端輪系布局圖

圖2 張緊輪故障圖

1.2 自動張緊器工作原理

自動張緊器是FEAD系統重要的組成元件，其主要由張 緊輪、張緊臂、彈性元件和阻尼元件等構成，如圖3所示。輪系運轉過程中，皮帶長度是不斷變化的，因此張緊臂6不斷往復擺動，調節皮帶張力，避免附件帶輪打滑，確保附件的正常工作。阻尼元件3與殼體1組成第一對摩擦副，襯套4與芯軸5組成第二對摩擦副，為張緊器提供摩擦扭矩，阻礙張緊臂的運動，維持FEAD系統穩定。自動張緊器的彈性元件2和阻尼元件3具有減振吸能的作用，能夠消耗輪系的振動能量，減小帶段抖動和張緊臂擺角。

圖3 自動張緊器結構圖

1.3 前端輪系仿真輸入

通過SimDrive軟件對FEAD系統進行計算分析，FEAD系統中各附件帶輪的幾何位置、帶輪有效直徑和其轉動量，如表1所示，通過其幾何信息搭建計算模型。

表1 附件幾何參數

曲軸受缸壓和慣性力等呈周期性變化的激勵載荷作用，產生扭轉振動，亦稱之為角振動[8-9]。因此曲軸在運行過程中其轉速不是恒定的，而是呈周期性變化的，經過傅里葉變換可將轉速波動轉化為多諧次的激勵信號，本機型為直列六缸機，3諧次為主激勵，如圖4所示，計算時以曲軸皮帶輪的3諧次角位移作為激勵源。

圖4 曲軸3諧次角位移曲線圖

本機型FEAD系統主要驅動風扇、水泵、空調和發電機等附件，經測試獲取各附件的功耗，各附件在發動機轉速下的功耗曲線，如圖5所示。

圖5 附件功耗曲線圖

兩層輪系均采用8PK的多楔帶和對稱阻尼自動張緊器，張緊器的扭轉性能曲線，如圖6所示。其名義扭矩為33.1 N·m，阻尼比為30%。

圖6 自動張緊器性能曲線圖

1.4 故障原因及仿真結果分析

現在國內外對于磨損進行計算通常采用Archard磨損模型[10]，Archard磨損模型的一般公式如下：

式中，V為磨損體積；F為摩擦表面的法向壓力；L為摩擦面之間的切向相對滑移距離；H為材料硬度；K為磨損系數。針對張緊輪阻尼件的磨損，可表示為：

式中，R為阻尼元件半徑，θ為張緊臂擺角。通過公式可以得出，阻尼元件的磨損與張緊臂擺角θ和張緊輪受力F成正比。

圖8 張緊輪受力曲線圖

通過SimDrive計算得出張緊臂擺角和張緊輪受力，如圖7、8所示。電機層的張緊臂擺角和張緊輪的受力均高于風扇層，因此電機層的阻尼件磨損比風扇層嚴重，與市場的故障率表現一致。在800 rpm時，電機層張緊臂擺角為風扇層的2倍左右，而張緊輪受力僅為1.2倍左右，故張緊臂擺角是造成電機層故障率高的主要原因，因此要較低張緊器擺角。

圖7 張緊器擺角曲線圖

2 優化方案及驗證

通過上述分析，張緊臂擺角過大是造成張緊輪故障的主要原因，因此針對該發動機的FEAD系統要降低空調-發電機的張緊臂擺角，而影響張緊臂擺角的主要因素有曲軸的轉速波動和自動張緊器的阻尼比。通過空調-發電機層輪系驗證這兩個因素對張緊臂擺角的影響，再結合成本和可實施性等因素，制定優化方案。

2.1 曲軸轉速波動對張緊臂擺角的影響

為驗證曲軸的轉速波動對張緊臂擺角的影響，通過控制曲軸皮帶的3諧次角位移進行仿真，將原始角位移記為Am，再設置0.5Am、0.75Am、1.25Am三組角位移的工況進行仿真分析，張緊臂擺角計算結果如圖9所示。

圖9 扭振對張緊臂擺角影響

通過計算結果可以得出，降低曲軸的轉速波動，可以減小張緊臂擺角。降低曲軸皮帶輪的轉速波動的方法主要有調整曲軸結構及點火順序或采用扭轉減振器降低曲軸的扭轉振動、采用曲軸解耦皮帶輪降低曲軸皮帶輪的轉速波動以及采用風扇托架驅動電機層輪系，通過皮帶等柔性元件降低電機層主動輪的轉速波動等。

2.2 阻尼比對張緊比擺角的影響

現有的張緊輪的阻尼比為30%，為驗證阻尼比對張緊器擺角的影響，增加了阻尼比為20%、40%和50%的三組工況，張緊擺角的計算結果如圖10所示。

圖10 阻尼比對張緊臂擺角影響

現有針對本輪系隨阻尼比的增加，張緊器擺角最大值逐漸減小，當阻尼比提升到50%時，張緊器擺角最大值為8.9 °，仍高于風扇-水泵層的張緊臂擺角，因此針對本輪系僅增加張緊器阻尼比無法有效解決張緊輪的磨損故障，且阻尼比過大，張緊器容易出現卡滯現象，影響前端輪系的正常運轉。

2.3 確定優化方案及驗證

通過上述分析，經綜合考慮，決定采用風扇托架驅動電機層輪系，通過多楔帶來降低電機層主動輪的轉速波動。結合整車邊界，風扇-水泵層輪系保持不變，對相比原狀態風扇-水泵層功耗增加，采用12PK多楔帶，自動張緊器阻尼比為30%，名義扭矩為33.1 N·m；重新布局空調-發電機層輪系，采用6Pk多楔帶，張緊器阻尼比為30%，名義扭矩降低為20.3 N·m，即減小皮帶初始張力，降低張緊輪受力，減少張緊器的磨損，同時還能提高皮帶壽命，優化后的輪系布局如圖11所示。

圖11 優化后輪系布局圖

經計算得出空調-發電機層的主動輪（即風扇皮帶輪）的3諧次角位移如圖12所示，相比曲軸皮帶輪的3諧次角位移，約降低了58%，表明通過多楔帶等柔性元件能夠有效減小曲軸皮帶輪的轉速波動。

圖12 3諧次的角位移曲線圖

張緊臂擺角及張緊輪受力的對比計算結果如圖13、14所示，新輪系電機層的張緊臂擺角已降低至0.5°以下，且張緊輪受力也有明顯下降，因此能夠有效降低阻尼件的磨損，可解決電機層的張緊器故障。風扇層的計算結果與原狀態相比差異不大，也滿足設計要求。在發動機試驗臺架進行輪系功能測試和耐久試驗，各項指標均滿足要求。現優化后輪系已經在市場進行了一年的小批量驗證，沒反饋自動張緊器故障，表明優化措施的有效性。

圖13 張緊器擺角對比圖

圖14 張緊輪受力對比圖

3 結論

通過對某發動機自動張緊器異常磨損問題的研究，分析了張緊器磨損的機理和原因，張緊器磨損的主要原因有張緊臂擺角過大和張緊輪受力過大。經分析此輪系故障的主要原因為張緊臂擺角過大，設計降低張緊臂擺角的優化方案并進行驗證，得出以下結論：

（1）降低主動輪的轉速波動能夠有效減小張緊臂擺角；

（2）隨著張緊器的阻尼比的增大，張緊器擺角逐漸減小；

（3）皮帶可有效降低曲軸的轉速波動，為降低空調-發電機層的張緊臂擺角可采用風扇托架進行驅動。