車用發電機轉子扭振及徑向力測試與FEM 分析

張英朋，張揚揚

（同濟大學 汽車學院，上海 201804）

前言

汽車發電機作為整車供電的核心部件主要由端蓋、轉子、定子以及整流裝置等組成。其工作原理可以簡述如下：車上12 V 直流電給轉子中的銅線勵磁使得轉子前后爪機分別勵磁為N 極以及S 極，磁路經過轉子軸到某個爪極N 極到定轉子氣隙然后通過定子鐵心經過氣隙最終回到另外一個爪極的S 極 ，最終形成閉合回路。當發電機被發動機通過皮帶拖動的時候就形成了定子中的銅線切割勵磁感應線，從而定子中產生交流電，再經過二極管整流后，直流電可以給電瓶充電或者供應其他用電設備。

由于發電機一直受發動機的拖動，發電機的振動完全受發動機的工況影響。目前各大主機廠都在執行節能減排方案，三缸發動機目前也成為新興的主流減排方案。由于三缸機不平衡的先天缺陷性導致相對于四缸機有更大的扭振，考慮到發電機相對于發動機的增速比大，工作區間寬廣，發動機的各種復雜振動扭轉對發電機的穩定性以及可靠性影響很大，所以研究發電機的扭振非常有必要。

目前國內對汽車發電機扭振的論文比較少，北京科技大學的張偉利用AMEsim 分析一維扭振模型同時利用LMSSCADAS 對礦用自卸車發動機上的發電機進行了扭振研究測試，但是對于高轉速多變化的小型汽油機三維真實情況沒有研究[1]；北京理工大學的陳星研究了車用永磁同步電機的轉子扭振特性[2];本文主要開發了在小型汽油機上測試發電機不同工況下的扭振以及徑向輪轂力的方法，同時結合有限元方法確定產品的使用環境極限，為產品的匹配更改以及新產品的開發制定了標準的科學方法。

1 汽車發電機扭振測試

1.1 扭振基本理論

對于自由的剛體而言，共有6 個自由度，即三個平動自由度和三個轉動自由度。利用牛頓第二定律來表示，平動對應的是三個角速度，轉動對應的是三個角加速度。扭轉振動指的是旋轉部件沿旋轉方向的扭轉振動，也稱角振動，角振動一般是研究旋轉零部件結構的[3]。

對于單自由度的扭轉振動，其基本運動方程為：

式中：

J—轉動慣量；

M(t)—扭矩。

角振動對應的扭轉頻率公式為：

從如上公式可以看出，扭轉剛度越大，抗扭頻率越高，轉動慣量越小，抗扭頻率也越高。

1.2 發電機扭振及輪轂力測試

1.2.1 測試電機

扭振及輪轂力測試需要準備一臺電機以及外置式光電編碼器、光電轉速傳感器、特殊皮帶輪、壓力式應變傳感器、旋轉型信號傳輸器、前置放大電路板、數據采集儀等。本文首次使用創新性的方式成功實現了整車的發電機角加速度以及輪轂力測試。具體測試系統及電機在某型號車型上發動機艙內的布置如圖1 所示。

圖1 測試現場布置圖

對測試電機的準備有如下幾個難點：

第一 發動機艙空間狹小，在合理布置光柵編碼器的時候不能跟其他零部件干涉

第二 在皮帶輪高速轉動的情況下測得皮帶輪上輪轂力，需要設計特殊的皮帶輪對接傳感器以及方便引線的穿出，同時還需要一個工作原理類似于離合器的的旋轉型信號傳輸器。

第三在標定設備的時候考慮到測試設備的噪音信號，需要將一塊特殊設計的前置電路放大板鑲嵌到旋轉型信號傳輸器中，主要用來對信號進行過濾、放大和降噪，從而提高測試的精度。

1.2.2 測試原理介紹

1）角加速度的測試原理如下：

光電編碼器每轉接受的脈沖信號為N 個，相當于360 °劃分為N 份，角度間隔為360/N，而轉速傳感器每經過一個角度間隔便輸出一個脈沖。這時如果可以得到兩個連續脈沖的相鄰上沿或者下沿的時間差，即可獲得相應的瞬時轉速。如果兩個連續的脈沖對應的時間周期是△t，則瞬時轉速為

如果用弧度來表示轉速，則轉速可以如下表述：

本論文所采用的碼盤為60 齒，所以公式（4） 可以簡化為如下公式 （5）所示：

對如上公式進行求導即可得到角加速度的數學公式，最后用所得到的處理后的角加速度乘上轉子的轉動慣量，可以推導出皮帶作用到帶輪上的扭矩。

2）輪轂力的測試原理如下：

主要使用電阻應變效應采用全橋電路測試輪轂力。具體電機與特殊工裝如圖2 所示。采集的信號流轉如圖3 所示。

圖2 測試設備與工裝爆炸圖

圖3 數據采集流程

環形應變片信號首先經過前置放大電路板然后經過旋轉型信號傳輸器最終送達數據采集儀器中，每個通道得出平面上X 或者Y 方向上的力，然后把兩個通道的數據合成計算出輪轂力輸出。

1.2.3 測試結果分析

對于角加速度與輪轂力的測試，根據企業標準需要測試如下工況：發動機啟動，發動機熄火，怠速，加速工況等四大類。

當發動機啟動狀態，發電機的轉速以及角加速度的測試曲線如圖4 所示。

圖4 啟動工況電機速度與角加速度曲線

測試發動機加速情況下的輪轂力如圖5 所示。

圖5 加速工況下輪轂力示意圖

綜合考慮在輪轂力從1 000 N 到5 000 N 之間找到各種工況下測試的最大扭矩如圖6 所示。

圖6 測試極限工況

用此測試的極限工況來對標仿真計算的極限工況，如果測試數據大于仿真數據 則存在皮帶輪脫落風險，如果測試數據小于仿真極限數據 則證明產品設計安全。

1.3 發電機轉子軸FEM 分析臨界工況

本節主要是通過FEM 技術，分析發電機皮帶輪在承受扭振和輪轂力共同作用下找到皮帶輪開始打滑瞬間時的極限工況。

1.3.1 發電機轉子機械失效模式

汽車發電機轉子總成主要由皮帶輪、螺母、軸、軸承、爪極等通過螺紋連接的方式結合在一起。

由于發電機出廠的時候根據工藝要求整個轉子會有80 NM 的鎖緊力矩，當發電機裝配到發動機上時，隨著發動機工況的波動，發電機皮帶輪會受到發動機傳遞過來的輪轂力同時要承受發動機急加速以及急減速等情況下的扭轉振動。目前發電機轉子機械失效模式比較多的是皮帶輪脫落，失效現象是皮帶輪與軸承內圈失去接觸，軸以及皮帶輪軸向端面磨損嚴重。

1.3.2 發電機轉子FEM 邊界條件

發電機正常工作時，轉子主要承受螺栓鎖緊力，來自發動機的輪轂力以及作用到皮帶輪上的扭振。這使得發電機軸系在拉伸彎曲以及扭轉等復雜工況下工作，對轉子的可靠性要求非常高。

為了簡化研究對象利用FEM 可以把模型簡化如圖7所示。轉子總成材料的列表如表1 所示。

表1 轉子總成材料性能

圖7 轉子總成簡化模型

根據實際工藝控制螺栓鎖緊力矩為80 NM ，測試等效的軸向鎖緊力為27 000 N，當存在螺牙尺寸公差超差或者打緊工藝出現問題的時候軸向鎖緊力可衰減到22 000 N，以上數據都考慮了批量測試情況下減去3σ后得到的。

由于發動機上輪轂力隨時間是波動的，在仿真分析中分別研究輪轂力從1 000 N 到5 000 N 逐漸增加，然后分析各個接觸面以及零部件的受力情況。

仿真使用一個旋轉小角度仿真，最后求得皮帶輪剛開始轉動時候的設計極限扭矩，對比設計極限扭矩與測試扭矩。如果極限扭矩小于測試扭矩則容易發生滑動現象，如果極限扭矩大于測試扭矩則設計安全可以抵抗外部扭矩的波動[4,5]。具體受力示意圖如圖8。

圖8 受力示意圖

1.3.3 發電機轉子FEM 分析結果

通過大量的打滑力矩測試以及仿真分析可以發現皮帶輪與軸承接觸面為轉子設計最薄弱環節。在綜合考慮如上三種力的作用下，皮帶輪與軸承接觸端面逐漸失效直至完全打滑的示意圖如圖9。

圖9 皮帶輪打滑示意圖

通過分析不同發動機工況下，在對比考慮到正常與非正常打緊工藝下張力的正態分布情況，減去3σ，得出產品在非正常打緊力（黑色曲線）F=22 000 N 以及在正常打緊（灰色曲線）F=27 000 N 情況下的皮帶輪想要發生滑動的臨界狀態，如圖10 所示。

圖10 轉子軸皮帶輪打滑的極限設計工況

實測車上數據根據同一種輪轂力情況下找到發動機在啟動，怠速以及急加減速等工況下最大的瞬態扭矩，對比仿真與實測的曲線如圖11 所示。

圖11 仿真數據與測試數據對比

對比仿真與測試結果，發現非正常打緊情況下的曲線與測試曲線有交叉點，輪轂力大約在2 000～3 000 N，此時一般發動機轉速可達四千到五千轉。當產品的特性曲線一定的情況下（圖中灰色與黑色曲線）。測試曲線高于仿真曲線時候，皮帶輪存在脫落風險，需要從設計工藝等角度改進產品的質量。

3 總結

本文主要研究開發了汽車發電機的扭振及輪轂力的測試方法以及開發FEM 仿真方法，通過測驗與仿真的有序結合，找出產品的受力極限，為新產品的設計以及產品使用過程中皮帶輪脫落提供了新的解決思路。本文的重點可以總結如下兩點：

1）研究制作特殊電機以及工裝采集汽車發電機扭轉振動以及輪轂力能力的建設。

2）采用FEM 技術開發新的計算方法，預測產品在復雜工況下的機械穩定性，為新產品的開發以及售后問題的分析提供了新方法。