王德成，張文通，馬廣正，張孟揚，畢來文

（濰柴動力股份有限公司，山東濰坊261061）

發(fā)動機皮帶傳動自動張緊輪系的設(shè)計

王德成，張文通，馬廣正，張孟揚，畢來文

（濰柴動力股份有限公司，山東濰坊261061）

針對傳統(tǒng)皮帶輪系設(shè)計過程中，影響輪系可靠性因素考慮較少的問題，分析自動張緊輪的工作原理，提出一套自動張緊輪系的布置及計算方法，并將其應(yīng)用于WP7系列發(fā)動機自動張緊輪系的設(shè)計中。關(guān)鍵詞：發(fā)動機；自動張緊輪；皮帶傳動；多楔帶

傳統(tǒng)的發(fā)動機附件輪系大多采用V帶傳動，通過手動張緊輪定期調(diào)整張緊[1]，壽命較短，維護復(fù)雜，保養(yǎng)費用高。現(xiàn)代的發(fā)動機前端附件皮帶驅(qū)動輪系使用多楔帶傳動，由自動張緊輪[2]提供皮帶張力，提高了系統(tǒng)可靠性，延長了壽命和維護周期，降低了維護費用。但是因目前尚無成熟的自動張緊輪系設(shè)計方法，導(dǎo)致輪系故障率居高不下。本文針對上述問題，結(jié)合行業(yè)前期的研究成果[3-5]，提出一套自動張緊輪系統(tǒng)的設(shè)計方法，已通過公司多個平臺產(chǎn)品[6-14]的試驗驗證。

1 自動張緊輪工作原理

自動張緊輪的一般結(jié)構(gòu)如圖1所示，借助自身內(nèi)部的彈簧扭力，通過擺臂和皮帶輪作用在輪系皮帶上，使輪系在整個生命周期內(nèi)保持預(yù)定張力可靠運行，不需要人工調(diào)整皮帶張力，其特性曲線如圖2所示。自動張緊輪在不受外力時擺臂所處的位置稱為自由位置；在外力作用下，擺臂從自由位置能轉(zhuǎn)動到最大位置的轉(zhuǎn)角稱工作轉(zhuǎn)角。在自由位置時，彈簧具備一定的預(yù)緊力。

張緊輪和固定支座位于搖臂同側(cè)的張緊輪稱為同向張緊輪，否則稱為異向張緊輪。同向張緊輪機構(gòu)將皮帶作用于張緊輪的作用力均勻施加到搖臂回轉(zhuǎn)中心軸，而異向張緊輪機構(gòu)的張緊輪的作用力會給回轉(zhuǎn)中心軸一個附加力矩，工作條件相對較差。

圖1 自動張緊輪機構(gòu)示意圖

圖2 自動張緊輪特性曲線

2 自動張緊輪系統(tǒng)的設(shè)計

2.1 發(fā)動機前端輪系布置

采用自動張緊輪的輪系，皮帶張力由自動張緊輪扭矩和阻尼決定，發(fā)動機運行時，不會有松邊張力下降情況，所以應(yīng)將自動張緊輪布置在輪系最松邊（如圖3所示），可以較低的皮帶初張力，傳遞足夠的功率；同時可以避免每個帶輪承受多余的徑向載荷，提高系統(tǒng)的使用壽命；還能減小整個系統(tǒng)摩擦功的損耗。發(fā)動機前端輪系的布置受發(fā)動機及整車布置與空間的限制，在條件允許的情況下，負荷最大的帶輪布置在皮帶緊邊第一輪的位置，如圖3中惰輪1，負荷較低的帶輪放在松邊如圖3中水泵。

帶輪包括槽輪和平輪兩種（如圖4所示），槽輪表面有溝槽，與多楔帶楔面配合；平輪表面是光滑的柱面，與多楔帶光面配合。帶輪直徑除滿足傳動比的要求外，為保證皮帶壽命，應(yīng)盡量大一些，平輪的直徑尺寸應(yīng)更大，以減小皮帶對稱循環(huán)的彎曲應(yīng)力。通常允許槽輪（如圖3中發(fā)電機）的最小直徑不小于45 mm，平輪（如圖3中張緊輪）的最小直徑不小于70 mm。

本文以公司W(wǎng)P7自動張緊輪系設(shè)計為例，輪系布置如圖3所示，布置參數(shù)如表1所示。

圖3 皮帶傳動示意圖

圖4 槽輪和平帶輪示意圖

表1 WP7自動張緊輪系布置參數(shù)

2.2 發(fā)動機多楔帶的設(shè)計

汽車發(fā)動機帶輪傳動帶型一般選擇PK帶。為了保證傳動帶的使用壽命，帶的有效直徑越大，對傳動帶壽命越有利。對于PK型多楔帶，一般其帶輪最小有效直徑不小于50 mm，反面?zhèn)鲃訒r最小有效直徑為70 mm。另外，過大的帶輪直徑會使其圓周速度較大，帶所受到的離心力過大，相當于減小了帶的張緊力，甚至會造成帶打滑或引起橫滾，使帶脫離帶輪溝槽；帶輪的位置應(yīng)使其獲得合適的包角，這一點對小帶輪尤為重要；傳動帶的張力越小，對其壽命越有利。

公司所用的EPDM多楔帶單楔所能傳遞的功率大約為2.5 kW，曲軸皮帶輪（主動輪）最大功率為23 kW，因此選擇10楔的多楔帶。

由初始帶輪的相對位置及其幾何關(guān)系計算得到皮帶的有效長度Le=1 970 mm，按照國家標準GB 13552-2008[15]中表3的要求，帶長及極限偏差為1970mm±9mm。

2.3 帶輪包角計算

各帶輪包角大小是通過前端輪系布局圖測量而得，包角是帶輪兩邊皮帶（切線）方向的夾角，一般使用包角×楔數(shù)的數(shù)值，WP7自動張緊輪輪系包角結(jié)果如表2所示。

表2 帶輪包角（°）

根據(jù)設(shè)計要求，帶輪的包角不小于表3規(guī)定的數(shù)值[16]。如果包角偏小，則需要重新確定帶輪的有效直徑或者調(diào)整帶輪的位置，也可以通過增加惰輪，或者調(diào)節(jié)張緊輪的方法來增加包角。

從表2可知，發(fā)動機的主動輪（曲軸皮帶輪）及從動輪的包角（包角×楔數(shù)）都大于表3中的數(shù)值，故各帶輪包角和大小滿足使用要求，即各輪布局是合理的。例如，輪系設(shè)計中發(fā)電機（包角×楔數(shù)）結(jié)果為1 461.3°，滿足表3中不小于825°的設(shè)計要求。

表3 （多楔帶）包角×楔數(shù)的最小限值（°）

同時，曲軸處于最高轉(zhuǎn)速（2 300 r/min）條件下，計算皮帶線速度：

Vmax=π×dp×n/60 000=3.14×280×2 300/60 000= 33.7m/s

一般情況下，PK型多楔帶的速度不超過50 m/s，上述計算結(jié)果滿足這一要求。

2.4 張緊輪預(yù)緊力的計算

各帶輪功率消耗如圖5所示，根據(jù)帶輪功率消耗計算出不同發(fā)動機轉(zhuǎn)速下的皮帶受力情況。

圖5 附件消耗功率曲線

皮帶的預(yù)緊力是保證輪系可靠運行的必要條件，預(yù)緊力過大會使皮帶壽命降低，預(yù)緊力不足則會產(chǎn)生打滑。預(yù)緊力計算是根據(jù)附件功率確定的，方法如下。

附件設(shè)計功率Pd，皮帶有效拉力F：

式中：F為克服附件阻力，使帶輪轉(zhuǎn)動的有效拉力，N；Pd為附件設(shè)計傳動功率，W；V為皮帶速度，m/s；dp為主動輪節(jié)圓直徑，mm；n為主動輪轉(zhuǎn)速，r/min。

皮帶預(yù)緊力：

①緊邊拉力F1=FKr/（Kr-1）+mV2，Kr=eμa

式中，Kr為表楔合系數(shù)；μ為摩擦系數(shù)，取0.5；α為包角，（°）；m為多楔帶單位皮帶質(zhì)量，一般取0.017 kg/m。

②松邊拉力，采用自動張緊輪的輪系，是以張緊輪所在段的松邊拉力為皮帶預(yù)緊力，自動張緊輪在正常工作時要偏轉(zhuǎn)一定角度，皮帶受力由張緊輪偏角決定。本文選擇的張緊輪正常工作時皮帶的受力為500 N。

以曲軸皮帶輪為例計算，發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2 100 r/min時，由圖5可知，帶輪消耗功率為22.5 kW，考慮1.2的安全系數(shù)設(shè)計，消耗功率按照27 kW計算，表2中曲軸帶輪包角為207.27°。

線速度V=πdpn/60000=π×280×2100/60000=30.79 m/s，有效拉力F=Pd/v=877 N，楔合系數(shù)Kr=e0.5×207.27/180×π=6.1，緊邊張力F1=877×6.1/（6.1-1）+0.017×30.792= 1 210 N。

同理，結(jié)合發(fā)動機轉(zhuǎn)速分布及各個帶輪的消耗功率值，計算得出該輪系各個帶輪的名義張力。本設(shè)計多楔帶承受的張力限值為2 500 N，從計算結(jié)果看，皮帶張力都在許可范圍。按照EPDM材料、環(huán)境溫度80℃、時速60 km/h估算，皮帶壽命大約為20萬km，滿足使用要求。2.5自動張緊輪位置確定

張緊輪在輪系布置中有4個位置需要明確：

1）名義位置。此位置確定了皮帶有效驅(qū)動長度的名義值，表1中張緊輪滑輪坐標即為名義位置時的坐標；

2）長、短皮帶位置。依據(jù)皮帶名義尺寸的公差確定最長、最短皮帶長度對應(yīng)的自動張緊輪臂位置；

3）皮帶延伸位置。按最長公差皮帶長度，皮帶磨損條件下對應(yīng)的自動張緊輪臂位置；

4）自由位置。當取下皮帶時，自動張緊輪擺動到的位置。

自動張緊輪的滑輪在輪系中的布局位置，考慮在皮帶延伸位置時，所受的徑向載荷方向與臂的夾角（如圖6所示）必須大于25°，原因是為防止張緊輪的徑向載荷方向與臂線平行，出現(xiàn)頂死而張緊器不工作，同時張緊器臂有震斷的失效風險。同時，張緊輪在工作工程中，自身的擺動幅度不能超過5°。本文設(shè)計的張緊輪在不同位置時，皮帶受力的載荷方向與張緊臂夾角均能滿足上述設(shè)計要求。

2.6 輪系性能試驗及可靠性試驗

1）輪系性能試驗。性能試驗證明發(fā)動機正常，不存在打滑現(xiàn)象，輸出電壓、電流滿足使用要求，對發(fā)動機無不良影響。

圖6 張緊輪受力方向示意圖

2）可靠性試驗。發(fā)動機進行了250 h共振耐久和1 000 h循環(huán)耐久試驗，耐久試驗過程中，發(fā)動機及輪系未出現(xiàn)故障。拆檢結(jié)果證明，整機及新設(shè)計的零件無漏水、破損、裂紋、變形等現(xiàn)象，多楔帶也沒有異常磨損、斷裂問題。經(jīng)這種極端試驗條件下的多楔帶，可在整車上運行10萬km以上，大大高于V帶（2～3）萬km的水平。

3 結(jié)論

通過WP7輪系的設(shè)計試驗驗證，表明提出的設(shè)計方法跟傳統(tǒng)的輪系設(shè)計理論相比，能全面細致地考慮影響輪系運行的各種因素，大大提高輪系的設(shè)計技術(shù)水平和整機可靠性，從而有效縮短輪系的開發(fā)驗證周期。

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修改稿日期：2016-09-27

Design on Automatic Tensioner System of Engine Belt Drive

WangDecheng，ZhangWentong，Ma Guangzheng，ZhangMengyang，Bi Laiwen
（Weichai Power Co.,Ltd,Weifang261061,China）

For the problemofinsufficient consideration offactors affectingwheel system reliabilityin design process oftraditional belt wheel system,the authors analyze the workingprinciple ofautomatic tensioner,put forward a set of automatic tensioner arrangement and calculation methods,and apply them to the design of automatic tensioner systemfor WP7 series engines.

engine;automatic tensioner;belt drive;poly-rib belt

U464

B

1006-3331（2016）06-0029-04

王德成（1978-），男，碩士；主任工程師；主要從事商用車的動力總成、發(fā)動機系統(tǒng)及零部件匹配研究工作。