柴油机前端附件驱动系统的优化设计

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某柴油机前端附件驱动系统的动态仿真和实车测试研究

某柴油机前端附件驱动系统的动态仿真和实车测试研究王孝权1陈霖强2姚建明2(1.上海内燃机研究所有限责任公司,上海200438;2.上汽集团商用车技术中心,上海200438)摘要:发动机前端附件驱动(F E A D)系统是汽车发动机上重要的子系统之一,对发动机的性能有着重要的影响㊂通过对某柴油机F E A D系统进行动态模拟仿真和实车测试分析,得到了该系统在仿真和实际应用中全负荷工况下各动态特性参数随发动机转速的变化规律㊂通过结果分析,该柴油机F E A D系统符合工程设计要求,对实际的工程开发应用具有一定的指导意义㊂关键词:前端附件驱动;动态模拟仿真;实车测试0前言发动机作为汽车传统动力的来源,是所有的零部件及系统最重要的组成部分之一㊂发动机前端附件驱动系统(F E A D)是发动机负责驱动这些附件的系统,它以曲轴为输出动力,通过皮带和皮带轮之间的摩擦力将动力传输到发动机上的各个附件㊂现代汽车发动机F E A D系统的结构日趋复杂,需要驱动的附件数量越来越多㊂发动机F E A D系统的设计直接影响着发动机的性能及可靠性㊂F E A D系统若设计不当,在实际工程应用中会出现皮带打滑㊁张紧器失效㊁附件支架断裂,以及前端轮系异响等问题㊂在发动机F E A D系统的设计开发中,面临的最大问题是系统动力学问题[1]㊂由于发动机内部混合燃烧的不稳定性,造成曲轴输出端转速的波动,导致前端附件驱动系统产生较高的动态皮带张力㊁张紧臂摆幅㊁皮带抖动及相关噪声-振动-平顺性(N V H)问题[2]㊂前期的动态模拟仿真可以验证发动机F E A D系统前期设计布局的合理性㊂本文通过对某2.0T柴油机F E A D系统进行动态模拟仿真和实车测试分析,可以预测出该系统在各种极限工况下的各附件轮滑移率㊁各带段的皮带抖动和动态张力㊁张紧臂摆幅随发动机转速的变化情况㊂评估该F E A D系统设计的合理性和稳定性,对发动机F E A D系统的设计和验证评估标准具有指导意义㊂1F E A D系统动态模拟仿真1.1系统建模本文应用的动态模拟仿真软件为S I M D R I V E3D,是1款由德国汽车工业协会(V D A)发起,结合了柏林工业大学30余年的研究成果,为解决当时德国五大整车企业传动系统工程应用中面临的工程问题,由众多机构合作开发的动力学分析软件㊂图1为某2.0T柴油机的发动机前端附件驱动系统平面布局图㊂系统组成包括:曲轴(C R K)㊁空调压缩机(A C)㊁惰轮1(I D L1)㊁发电机(A L T)㊁动力转向泵(P S)㊁惰轮2(I D L2)㊁水泵(W P)和自动机械张紧器(T E N)㊂图1某2.0T柴油机前端附件驱动系统平面示意图S I M D R I V E3D软件中相关附件都是模块化的,可以直接选择相应模型㊂将各个附件轮及惰轮的坐标和尺寸参数输入后,需要对每个附件的单元进行参数设定㊂发电机㊁空调水泵和转向泵的功率消耗随发动机转速变化的数据曲线如图2~图5所示,仿真计算时152020年第4期应考虑所有附件都在全负荷状态下工作㊂各个附件及惰轮的坐标和尺寸参数如表1所示㊂表1 F E A D 系统布置参数名称横坐标纵坐标转动惯量/(k g㊃c m 2)平轮直径/m m节径/m m 有效直径/m m 跨棒距直径/m mC R K 0--167.99165.99166.98A C222.00-129.0020.150-113.30111.30112.29I D L 1156.5029.50-6567.4069.40-A L T 245.0046.0041.800-56.9954.9955.80P S 220.00333.0013.960-127.00125.00125.99I D L 25.00191.00-6567.4069.40-W P-125.71152.776.047-100.0098.0098.99T E N 115.61106.29-6567.4069.40-图2 发电机功率曲线图3 空调功率曲线F E A D 系统动态激励源主要是曲轴的角振动㊂对于4缸发动机来说,主要的激励来自于发动机曲轴的二阶曲轴角振动,该发动机的二阶曲轴角振动曲线如图6所示㊂在该F E A D 系统中应用了发电机单向耦合减振器(O A D ),可以有效地改善大惯量发电机转子对系统振动动态特性的影响,降低系统的振动和噪声㊂在发电机减振器方面,S I M D R I V E3D 软件中的功能模块可以选择莱顿㊁盖茨㊁哈金森等著名轮系供应商的自定义功图4 水泵曲线图5 动力转向泵功率曲线能模块,本次动态模拟仿真选择的是莱顿的O A D 模块㊂在该F E A D 系统的张紧器名义张力为330N ,本次动态模拟仿真于张紧器的名义状态下进行㊂皮带选用6P K 规格的阿拉米线绳多楔带㊂将所有参数模块设置好后,得到的最终完成建模的系统界面如图7所示㊂1.2 动态模拟通过S I M D R I V E3D 软件对以上模型进行仿真计算,可以得到该柴油机F E A D 系统几个关键参数随发动机转速变化情况㊂该系统各附件轮滑移率随发动机转速变化情况如图8所示㊂25 2020年第4期图6曲轴二阶角振动幅度曲线图7系统建模完成界面图8 各附件轮滑移率仿真计算结果根据行业内的工程设计经验来看,当滑移率小于ʃ3%时,能够保证系统多楔带不发生打滑[3]㊂从图8可以看出,最大的附件轮滑移率出现在曲轴带轮上,最大滑移率达到1.8%㊂从仿真计算结果可知,该F E A D 系统的各附件轮滑移率均符合设计要求㊂该系统各带段皮带抖动幅度随发动机转速变化情况如图9所示㊂根据行业经验值,要求各带段的皮带振动幅度要小于该带段跨长的10%,否则多楔带会产生抖动异响,另外还会与周围边界的零部件干涉,使多楔带发生异常磨损[4]㊂从图9可以看出,最大的皮带抖动幅度出图9 各带段皮带抖动幅度仿真计算结果现在发电机-动力转向泵带段,达到10.1m m ㊂该带段的长度为286.0m m ,在该F E A D 系统中是最长的㊂该带段长度的10%为28.6m m ㊂从仿真计算结果中可知,该F E A D 系统的皮带抖动幅度符合设计要求㊂该系统张紧臂摆幅随发动机转速变化情况如图10所示㊂图10 张紧臂摆幅仿真计算结果关于张紧器张紧臂摆幅的评判标准,行业内供应商普遍要求张紧器在全寿命周期内张紧臂的摆幅始终保持在5ʎ以下,才能保证张紧器的使用寿命满足工程设计要求㊂从图10可看出,张紧臂在发动机怠速低速时摆动幅度较大,这和低转速时曲轴转速波动较大有关,最大摆幅出现在转速1500r /m i n 左右,达到4.6ʎ㊂从仿真计算结果可认为,该F E A D 系统张紧器摆幅符合设计要求㊂该系统曲轴-空压机带段动态张力随发动机转速的变化情况如图11所示㊂该F E A D 系统C R K -A C 带段为系统的最紧边,为系统中受力最大的带段㊂从图11可看出,C R K -A C 带段的张力值在转速1700r /m i n 时的峰值扭矩为2500N ㊂此时该带段的单楔受力为416.67N ,阿拉米线绳可接受的多楔带单楔受力为600N 以内,超出该限值可能35 2020年第4期图11 C R K -A C 带段动态张力仿真计算结果会导致多楔带可能会有断裂的风险㊂所以,根据仿真结果,可以认为该系统的带段最大张力能够满足6P K ㊁阿拉米线绳配置的多楔带的强度要求㊂2 实车测试为了进一步验证该F E A D 系统设计的合理性和可靠性,对发动机前端附件驱动系统进行了实车测试分析㊂实车测量在车辆城市路面工况下F E A D 系统的曲轴角振动㊁各附件轮的滑移率㊁张紧器张紧臂的摆幅㊁C R K -A C 段多楔带的横向振动幅度随发动机转速的变化情况㊂2.1 前期准备本次试验发动机搭载的车辆为某中型宽体客车,手动档(MT )配置,车辆总长为6682m m ㊁总宽为2110m m ,总高为2740m m ,核载人数为13人,如图13所示㊂为了模拟车辆的满载工况,在车辆的座位及后备箱空间装入1000k g 的沙袋㊂本次实车实测试验采用扭转振动和噪声分析系统(R o t e c )测试设备㊂R o t e c 主要用来分析旋转机械的扭转振动㊁噪声等相关问题,可广泛运用于汽车工业的N V H 问题分析㊂本次测试的F E A D 系统各传感器安装位置示意图如图12所示,图13为测试车㊂由于拍摄空间位置有限,有些传感器没有在图中示出㊂2.2 测试结果本次实测测试基于张紧器处于名义状态下进行㊂在测试过程中保持发动机全负荷状态,各附件处于全载模式㊂在模拟城市路况下,从怠速800r /m i n 加速到额定功率转速4000r /m i n 的过程中,测试并记录该发动机F E A D 系统各动态特性参数随发动机转速的变化情况㊂将实车测得的发动机曲轴端转速波动信号转换为图12 传感器位置安装示意图图13 测试车曲轴的扭转振动信号㊂由于测试的发动机为直列4缸柴油机,主要的激励来源于曲轴的二阶扭振,测试系统对应的曲轴二阶扭振随发动机转速变化曲线见图14㊂图14 F E A D 系统曲轴角振动幅度对4缸柴油机来说,主要的激励来自于发动机曲轴的二阶角振动㊂在图14中可明显看出,该发动机在低转速下角振动较大㊂随着转速升高,角振动逐渐降低㊂这是由怠速阶段发动机转速波动较大导致的,但峰值角振动只有3.5ʎ左右,发动机稳定性较好㊂角振动幅度曲线走势与图6输入的曲轴二阶角振动幅度曲线的走向趋势基本一致㊂45 2020年第4期实车测试测得的各附件轮滑移率随发动机转速变化曲线如图15所示㊂图15 F E A D 系统各附件轮滑移率从图15可以看出,最大附件轮滑移出现在空压机带轮上,但是整体滑移率都在1.0%以下,最大峰值滑移率为0.7%左右,其他附件轮的滑移率都在0.5%以下㊂动态模拟仿真与整车实测结果略有出入,这是因为动态仿真模拟的发动机工况与整车实测时存在一定的差异㊂在仿真模拟和实车测试所覆盖到的工况范围内,该发动机F E A D 系统的各附件轮滑移率均小于行业工程设计经验值的3%㊂当F E A D 系统内各个附件轮滑移率都小于ʃ3%时,能够保证系统多楔带不发生打滑,并避免噪声等问题,所以从模拟仿真和实车测试结果可认为该F E A D 系统的设计符合满足工程设计要求㊂实车测试获得的系统张紧臂摆幅随发动机转速变化曲线如图16所示㊂图16 F E A D 系统张紧臂摆幅从图16可以看出,测试系统张紧臂摆幅在发动机转速1600r /m i n 左右出现峰值摆幅为4.3ʎ㊂模拟仿真结果和实车测试上自动张紧器张紧臂幅值有所差异,其原因与上述附件轮滑移率的分析一样㊂工程设计要求对张紧器张紧臂的摆幅要求不超过5ʎ㊂仿真结果和实车测试结果都满足行业工程经验要求值,可认为该F E A D 的张紧器张紧臂摆幅可满足设计要求㊂本次试验测量的是A L T -P S 带段的皮带抖动幅度㊂在工程上比较重视F E A D 系统中最长带段的皮带抖动情况㊂因为带段越长,在发动机正常运转时越不稳定,皮带抖动也越剧烈㊂实车测试测得的A L T -P S 带段皮带抖动幅度随发动机转速变化曲线如图17所示㊂图17 F E A D 系统A L T -P S 皮带抖动幅度以F E A D 系统为平面直角坐标系,规定皮带抖动方向朝着Y 轴正方向为正,朝着Y 轴负方向为负㊂从图17中可看出测试系统A L T -P S 带段皮带抖动幅度在发动机转速1800r /m i n 左右出现峰值幅度为14m m ㊂在动态模拟仿真中,A L T -P S 带段皮带抖动幅度峰值达到10.1m m ,与实车测试结果差异不大㊂横向振动幅值占带段总长度百分比在最小限值范围内(10%)㊂从模拟仿真和实车测试结果可认为,该F E A D系统的带段横向振动幅度设计满足工程实际要求㊂3 结论本文通过S I M D R I V E3D 软件对某柴油机F E A D 系统进行了动态模拟仿真分析,模拟计算出该F E A D 系统在极限工况下各附件轮滑移率㊁各带段皮带抖动幅度㊁张紧臂摆幅和曲轴-空压机带段动态张力随发动机转速的变化情况,并对模拟仿真结果进行了分析评价㊂通过动态模拟仿真,可认为该F E A D 系统的前期布局符合设计要求㊂利用R o t e c 测试设备对搭载该柴油机F E A D 系统的某中型宽体客车进行了实车测试㊂实车测量了车辆55 2020年第4期在城市路面工况下F E A D系统的曲轴角振动㊁各附件轮的滑移率㊁张紧器张紧臂的摆幅㊁C R K-A C段多楔带的横向振动幅度随发动机转速的变化情况,并对测试结果进行了分析评价,同时与动态仿真结果进行了对比分析㊂实车测试结果认为该柴油机F E A D系统符合工程设计要求㊂综上所述,动态模拟仿真可以验证发动机F E A D 系统前期静态设计的合理性,缩短设计开发的周期和成本㊂实车测试是对发动机F E A D系统前期静态参数设计的实际验证,实测的结果为前期理论分析和模拟动态仿真提供了科学的试验数据支撑㊂参考文献[1]张毅.蛇形带传动系统动力学的研究[D].西北工业大学,2007.[2]T A K A G I S H IH,Y O N E G U C H IH,S O P O U C H M,e t a l.S i m u l a-t i o no f b e l t s y s t e md y n a m i c s u s i n g am u l t i-b o d y a p p o r o a c h:a p p l i c a-t i o n s t o s y n c h r o n o u s b e l t sa n d V-r i b b e d-b e l t s[C].T a g u n g"Z a h n r i-e m e n g e t r i e b e",T e c h n i s c h eU n i v e r s i t a tD r e s d e n,D e u t s c h l a n d,2005.[3]屈翔,张君,廖林清,等.一种皮带传动中滑移率和传动效率的简化计算方法[J].机械设计与制造,2011(7):46-48.[4]F U J I IA,Y O N E M O T O S,M I Y A Z A K IK,e ta l.A n a l y s i so f t h ea c c e s s o r yb e l t l a t e r a l v i b r a t i o n i na u t o m o t i v ee n g i n e s[J].J S A E R e-v i e w,2002,23(1):41-47.主管单位　上海汽车集团股份有限公司主办单位　上汽大通汽车有限公司上海内燃机研究所有限责任公司。

柴油机前端附件驱动系统动态模拟仿真分析

Ａｓｒｃ：ｙａｃｓｌｔｎｏｔｅｒｎｅｄａｃｓｏｙｒｅｙｔｍ（ＥＤｓｓｍｏｄｅｅｅｇｅｂｔｔＤｎｍｉｉａｏｆｈｏｔｎｅｓｒｉｓＦＡｔ）ｆｉｌｎｎａｍｕｉｆｃｄｖｓｅｙｅａｓｉ
现代汽车发动机前端附件驱动系统（ｒｔｎＦｏｄｎＥ
ＡｃｓｏｙＤｖｃｅｓｒｒｅ系统，简称ＦＡ系统）设计日趋ｉＥＤ
复杂，同时发动机对轮系的要求也越来越高。轮系设计的优劣，将直接影响发动机附件的性能及其可靠性，进而影响到整机、整车的技术性能＿ｌｌ。而许多传统的轮系质量问题比较多，如皮带啸叫、异常磨损，张紧轮失效，附件支架断裂等。因此，发动机前端附件驱动系统的设计，已逐渐受到世界上各大汽车公司及发动机生产商的高度重视。
ｗｓａｍａｅｂａｓｆＳＭＤＲＩ．Ｓｉｐｇ，ｂｌｐｎｖｂａｉｎｅｓｎｒｖｂａｉｎａｈｕｅａｄｄｙｍｅｎｏＩＶＥｌａｅｅｔａｉｒｔ，ｔｎｉｅｉｒｔｍｐｔｄｎｐｓｏｏｏｈｂｏｄｎａｃｓｏｙｐｌｙｒａｃｌｔｄｂａｓｏｍｕａｉｎＴｅａａｙｉｆｈｅｕｔｈｗａｕｌａｓｏｃｅｓｒｕｌｓｅｗｅｅｃｌｕａｅｙｍｅｎｆｉｌｔ．ｈｌｓｓｏｅｒｓｌｓｏｓｔｔｓｏｎｔｈｔｅＦｈＥＡＤｓｓｍｆｈｎｉｅｃｎｃｍｐｅｅｙｍｅｔｅｉｎｒｑｉｍｅｔｙｔｏｅｅｇｎａｏｌｌｅｓｇｕｒｅｔｔｄｅｅｎ。

某汽油发动机改造对前端附件驱动系统动态特性影响的研究

车辆工程技术86车辆技术1　前言汽车发动机前端附件驱动系统(Front End Accessory Drive 系统，简称FEAD 系统)是给发动机附件提供工作动力的一种带传动装置，其动态特性直接影响附件的工作性能。

FEAD 系统的动态特性包括：皮带的动态张力、皮带的横向抖动、带-轮间的滑移、张紧臂的摆角等。

当FEAD 系统工作时，系统内部产生的振动会加速皮带的磨损并产生噪音，严重时会导致系统失效和损坏，甚至影响整机、整车的技术指标。

因此，FEAD 系统动态特性的计算分析是发动机设计和开发时需要重点考虑的课题。

某汽车发动机公司计划对某款汽油管道喷射(PI)发动机进行优化设计，改造为缸内直喷(DI)发动机。

为节约开发时间及零件模具成本，计划最大程度保留原发动机的FEAD 系统,但对原FEAD 系统能否满足改造后的动态特性要求，需重新检讨。

本文即基于该款发动机的改造背景，通过试验与仿真相结合的办法，建立该FEAD 系统的动力学模型，模拟在改造前和改造后的动态特性比较，验证了直接改造方案的不足，并提出了增加OAD 的优化方案。

2　FEAD 系统动力学模型建立该款发动机的FEAD 系统由五个带轮和一根多楔带组成。

图1为该FEAD系统的示意图。

图1　FEAD 系统示意图利用AVL EXCITE Timing Drive 软件，通过各带轮布置、皮带特性等各项参数建立初始模型，带轮的布置参数及皮带的特性参数分别见表1及表2。

表1　带轮布置参数表2　皮带特性图2为建立的FEAD 动力学模型，使用台架全负荷下测得的发动机转速波动作为模型的激励源，并对各辅机赋予实际的扭矩负载，进行模型的仿真计算。

图2　FEAD 仿真模型模型的仿真结果受张紧器参数的影响很大，不同的张紧器参数，仿真的结果千差万别，很难验证仿真结果是否准确。

在无法准确获得张紧器参数的前提下，进行台架测试结果的对比，是有效验证仿真模型准确与否的方法。

汽车发动机前端轮系驱动系统设计

青岛理工大学本科生毕业设计（论文）选题、审题表院（部）汽车与交通学院指导教师姓名邹旭东专业车辆工程职称副教授申报题目名称汽车发动机前端轮系驱动系统设计题目类型A B C题目来源A B C √√课题简介：（国内外现状简介及课题的目的、意义；重点要解决的问题等）现代汽车发动机上已广泛使用带传动来驱动发电机、空调压缩机、风扇等发动机附件。

在发动机实际运行过程中，皮带的预紧力和附件小带轮包角对带的传动能力、寿命和轴压力有很大影响。

若预紧力不足，小带轮包角小，传递载荷的能力就降低，效率低，且小带轮急剧发热，皮带磨损严重；若预紧力过大，则会使带的寿命降低，轴和轴承上的载荷增大，引起轴承发热与磨损严重。

本课题为现有的某型发动机进行带有自动张紧轮的前端轮系设计，匹配合适的自动张紧轮及轴承，满足系统需要。

设计（论文）要求及应具备条件：1. 查阅有关发动机前端轮系驱动系统设计方面的文献资料。

2. 为某型发动设计轮系驱动系统。

3. 对所设计的建立轮系三维电子模型并进行运动仿真。

条件：具备车辆工程专业的理论知识、文献检索能力。

教研室主任意见签名：年月日院（部）意见签名：年月日选题学生姓名：班级：学号：注：题目类型： A工程设计 B 应用研究 C理论研究题目来源： A科研、工程实际题目 B有科研、工程实际背景的题目 C自拟题目毕业设计（论文）任务书1．本毕业设计（论文）课题的目的和要求：现代汽车发动机上已广泛使用带传动来驱动发电机、空调压缩机、风扇等发动机附件。

在发动机实际运行过程中，皮带的预紧力和附件小带轮包角对带的传动能力、寿命和轴压力有很大影响。

本课题为现有的某型发动机进行带有自动张紧轮的前端轮系设计，匹配合适的自动张紧轮及轴承，满足系统需要。

2．本毕业设计（论文）课题的技术要求与数据（或论文主要内容）：设计（论文）要求：1)查阅有关发动机前端轮系驱动系统设计方面的文献资料。

发动机前端附件带传动系统动态特性研究

2024年第48卷第3期Journal of Mechanical Transmission发动机前端附件带传动系统动态特性研究郑光泽1晏蓬渊1吴玉2李晓峰3（1 重庆理工大学车辆工程学院，重庆400054）（2 重庆铁马变速箱有限公司，重庆400050）（3 重庆德音科技有限公司，重庆400050）摘要考虑各附件轮时变负载、时变激励、多楔带纵向刚度、径向刚度和弯曲刚度的作用，利用Simdrive软件建立了内层和外层发动机前端附件带传动系统动力学分析模型；对系统的静态特性进行评估，采用Galerkin法进行系统空间离散，利用隐式多步法求解加速工况下系统的动态特性，得出附件轮转速波动、张力波动、带-轮间滑移特性的影响因素；根据分析结果，提出了适当增加初始张力、曲轴轮包角和惰轮2处添加自动张紧器的改进方案。

对比分析得知，添加自动张紧器时，发动机前端附件带传动系统的动态特性得到了有效改善。

关键词多楔带带传动系统Galerkin法隐示多步法动态特性Research on Dynamic Characteristics of the Engine Front-end Accessory Drive SystemZheng Guangze1Yan Pengyuan1Wu Yu2Li Xiaofeng3（1 School of Vehicle Engineering, Chongqing University of Technology, Chongqing 400054, China）（2 Chongqing Tiema Transmission Co., Ltd., Chongqing 400050, China）（3 Chongqing Deyin Technology Co., Ltd., Chongqing 400050, China）Abstract Considering the effects of time-varying load, time-varying excitation, longitudinal stiffness, radial stiffness and bending stiffness of each pulley, the dynamic analysis model of the inner and outer engine front-end accessory drive system is established by Simdrive software. The static characteristics of the system are evaluated. Galerkin method is used to discretize the system space, the implicit multi-step method is used to solve the dynamic characteristics of the system under acceleration conditions, and the influencing factors of the accessory pulley speed fluctuation, tension fluctuation and belt-pulley slip characteristics are obtained. Based on the analysis results, an improvement plan is proposed to appropriately increase the initial tension and the crankshaft wheel wrap angle, and add an automatic tensioner at the No.2 idler gear. The comparison analysis shows that the dynamic characteristics of the engine front-end accessory drive system are improved effectively when adding automatic tensioner.Key words Multi-wedge belt Belt drive system Galerkin method Implicit multi-step method Dy‑namic characteristics0 引言多楔带传动具有振动噪声小、结构紧凑、寿命长等优点，被广泛应用于发动机前端附件带传动（Front End Accessory Drive，FEAD）系统。

车用柴油机前端附件驱动系统设计及实验验证

Interna l Combustion Engine&Parts0引言发动机前端附件驱动系统是利用皮带与带轮之间的摩擦力，通过发动机曲轴皮带轮CRK将动力输出，并通过皮带驱动发动机前端各附件正常工作。

随着国内商用车市场用户对车辆舒适性提出了更高的需求，对发动机前端附件来说，轮系设计的合理性，将直接影响到发动机的NVH 及可靠性，进而影响到用户对整车的舒适性及可靠性的评价。

本文针对某款发动机的前端附件驱动系统的设计开发和试验，验证了理论设计的可行性，为发动机前端附件驱动系统的开发提供了一种正向的可行性设计理念，避免了传统开发中反复测试造成的浪费。

1设计原则1.1各功能附件布置与选型首要考虑整车布置空间，其次考虑到发动机及整车的需求，对各功能附件进行选型，最后考虑各功能附件布置位置，尽量将功耗较大的附件布置在曲轴紧边。

1.2带轮直径及传动比确认根据发动机需求，考虑附件的性能及允许的转速来确定各附件带轮及驱动带轮的直径，带轮最小直径要求，槽轮≥45mm，平轮≥65mm，带轮直径过小，将造成皮带的弯曲变形过大，承受过大的压缩、拉伸应力，会导致皮带表面产生裂纹，降低皮带使用寿命。

1.3各附件带轮的包角各附件的带轮直径及安装位置确认后，带轮包角大小需要通过增加惰轮或张紧轮来调整，各带轮包角的最小值可参考表1。

1.4各附件带轮的跨距相邻带轮的皮带跨距一般要求60mm～350mm，跨距太小对轮系平面度要求太高不易实现，跨距太大皮带抖动幅度太大，皮带容易与其他外围件干涉。

1.5皮带张紧力设计皮带张紧力设计是轮系的关键，张力设计过小，皮带会打滑产生噪音，不仅影响附件的正常功能使用，产生的噪音还会造成客户满意度下降，同时异常磨损导致的发热会缩短皮带的使用寿命；张紧力设计过大，会增加附件带轮轴承的径向载荷，缩短轴承的使用寿命，增加附件的功耗。

因此通过专业设计软件进行模拟计算，确认出轮系皮带最合理的张紧力。

1.6带轮的平面度和对齐度单个附件带轮平面安装累计公差控制在±0.5mm以内；相邻附件皮带轮对齐度应控制在1°内（见图1），皮带切入角允许小于1°，每超1°皮带寿命将降低18%～38%。

前驱柴油机匹配五菱宏光的动力总成改进设计

＝
要求，在悬置系统、油底壳和吸油盘、ＥＧＲ系统、氧化
１发动机周边布置间隙要求
相对于汽油机来说，柴油机是压燃式，其爆发压力大大增加，因而所产生的噪声、振动比汽油机均有过之而无不及。基于此，在柴油机匹配整车时，需要制定合理的发动机周边间隙要求。考虑到发动机零部件在振动之余需要保留一个安全间距，特制定发动机周边与底盘和车身的静态设计间隙为：静态设计间隙＝运动包络距离＋安全间距。根据以往的设计经验和发动机舱空间情况，安全间距取为１０ｍｍ，而运动包络距离则需依据动力总成运动包络分析获得。把柴油机和变速器整个动力总成的重量、质心、转动惯量、悬置软垫刚度值等参数作为输入，进行动力总成２８工况模拟振动分析，得出动力总成质心ｘ、Ｙ、ｚ等各方向的振动位移量如表１所示。
置后驱车型五菱宏光后，前端盖上的悬置已经不能
直接与车架连接，需要取消该悬置，以减轻发动机重量和缩短整机尺寸。取消前悬置后，需要在发动机的左、右侧各布置一个悬置支架。基于发动机侧面的安装空间比较紧张，每个悬置支架与发动机之间通过３个Ｍ１０螺栓进行紧固连接。Ｍ１０紧固螺栓的可选螺距有细牙１，２５ｍｍ和粗牙１．５ｍｍ，由于１．２５螺距所能承受的最小拉力载荷和保证载荷均比１．５螺距的

基于发电机问题的发动机前端轮系及附件系统设计改进

基于发电机问题的发动机前端轮系及附件系统设计改进作者：张鹏程张静宇来源：《科学与技术》 2019年第1期摘要：前端轮系及附件系统简称附件轮系，它的作用是通过皮带在一定的系统张力下实现动力传递，驱动发电机、空调压缩机、动力转向泵、水泵等附件功能附件的正常工作，是发动机的重要组成部分之一。

其中任何一个部件的布置位置发生较大变化，将直接影响整个附件轮系的布局，需要对附件轮系进行重新设计、校核、分析及验证。

发电机是附件轮系中重要的零件，它的作用是利用电磁感应的原理，将发动机带动发电机轴转动的机械能转变为电能输出，在发动机正常运转时，向除起动机外的所有用电设备供电，同时向蓄电池充电。

随着现代汽车工业的急速发展，整车的用电设备数量也极具增加，所以发电机出现故障，将直接影响整车供电系统以及用电系统的正常工作。

本文结合附件轮系的设计原则，以某发动机搭载越野车项目中发电机不发电故障为背景，通过调查分析，针对越野车的特殊用途，提出了优化发电机布置位置的改进方案，通过对该方案的理论分析及试验验证，最终完成对附件轮系进行重新设计，解决发电机问题。

关键词：附件轮系；发电机；越野车；布置1 问题背景某型越野车在进行整车强化试验过程中，累计反馈了10多例电瓶指示灯常亮或车辆无法启动的故障。

通过与试验人员了解以及对整车的现场确认，得知强化道路试验需要模拟越野车使用的恶劣环境，试验过程中整车需要通过水沟、泥坑等道路，发动机涉水浸泡经常放生，这导致发动机底部侧部均裹着一层厚厚泥土。

通过对车辆的检测，初步分析该故障为发电机进泥水导致运转不灵，影响发电机正常发电。

为了进一步分析确认发电机的故障原因，以便后期进行改善，收集了10台故障发电机，进行单体分析。

首先将发电机在性能试验台进行检测，根据检测结果确定此故障为发电机进泥进水导致发电机碳刷卡滞，最终导致发电机不发电影响整车正常工作。

考虑到越野车特殊的使用环境，为了彻底解决此问题，经过研讨需要对发电机在附件轮系中的布置位置进行优化。

一种柴油发动机前端轮系驱动系统[实用新型专利]

专利名称：一种柴油发动机前端轮系驱动系统专利类型：实用新型专利
发明人：王传宾,王峰,姚章涛,杨宁
申请号：CN201320511813.8
申请日：20130821
公开号：CN203441599U
公开日：
20140219
专利内容由知识产权出版社提供
摘要：本实用新型属于发动机前端轮系结构的技术领域，具体涉及一种柴油发动机前端齿轮系驱动系统，包括前端曲轴齿轮、机油泵齿轮、中间大齿轮、风扇托架驱动齿轮和高压油泵齿轮。

采用由五个齿轮组成，包括中间大齿轮、安装在曲轴前端的曲轴前端齿轮、与风扇托架轴安装在一起的风扇托架驱动齿轮、与高压油泵安装在一起的高压油泵齿轮、与机油泵安装在一起的机油泵齿轮，所述的机油泵齿轮包括机油泵外转子齿轮和机油泵内转子齿轮的技术方案，安装方便、结构紧凑、布置合理、可靠性好。

申请人：中国重汽集团济南动力有限公司
地址：250002 山东省济南市市中区英雄山路165号
国籍：CN
代理机构：济南舜源专利事务所有限公司
代理人：宋玉霞
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发动机前端附件驱动系统故障分析及解决措施_宋文倡

本文针对市场上某型号车型，上市后曾在短期内使用中发生多起发动机前端附件驱动系统中的皮带开裂问题，调查发现附件皮带出现裂纹的汽车行驶中均有异响，部分车辆的皮带出现断裂，导致汽车无法正常行驶。因此，对该故障进行了一系列的检测诊断，分析故障的原因。图 1 为问题车辆发动机的皮带失效模式实例。
图 1 某型号发动机皮带失效实例
图 9 失效案例皮带磨损示意图
综上所述，皮带在正常工作时各凹槽和楔面的磨损应该是基本均衡的，但发现失效皮带在凹槽 3 和楔面 4 区域发生了严重磨损并开裂的现象，这说明皮带在该区域的磨损和受力是异常的。结合图 10 和图 5 中所示的在皮带凹槽中和带轮槽中发现的多个外来夹杂物，可以推断：在使用中皮带和齿轮间嵌入了类似石子等杂质，导致皮带在工作过程中，夹杂物一直顶挤皮带，多次顶挤导致楔面 4 表面纤维磨光。并且由于皮带受夹杂物顶挤力而发生翘曲，皮带多次翘曲，最终导致皮带在该处产生疲劳失效，发生纵向开裂。
4 措施验证
为验证解决措施的可行性，进行了增加轮罩和
下护板的 3 000. 0 km 砂石路对比试验，选用 2 台车
在整车试验场砂石路面进行了跑车试验，1 台车装
有轮罩和下护板，1 台车没有安装轮罩和下护板。
按既定路线完成试验后，分别检查 2 台车辆所有附
件皮带轮和皮带。
（下转第 56 页）
56
图 11 1 粒金属颗粒模拟实验
图 12 3 粒金属颗粒模拟实验
3 解决措施
为了防止石子、沙粒等杂质进入发动机前端附件驱动系统，必须将前端附件驱动系统与杂质颗粒进行隔离；加装轮胎护罩（以下称轮罩）和下护板。
通过加装轮罩和下护板，将发动机前端附件驱动系统与外界干扰物隔离，有效避免了因石子、沙粒等杂质进入发动机前端附件驱动系统而导致皮带轮的开裂。

柴油机前端附件驱动轮系[实用新型专利]

专利名称：柴油机前端附件驱动轮系专利类型：实用新型专利
发明人：胡勋臣,胡国强
申请号：CN201320392288.2
申请日：20130703
公开号：CN203335233U
公开日：
20131211
专利内容由知识产权出版社提供
摘要：本实用新型公开了一种柴油机前端附件驱动轮系。

该柴油机前端附件驱动轮系包括：曲轴减振器皮带轮、风扇轴皮带轮、水泵、惰轮、发电机和自动张紧轮；其中，受皮带正面传动包括：曲轴减振器皮带轮、水泵、惰轮和发电机，受皮带背面传动包括：风扇轴皮带轮和自动张紧轮。

该柴油机前端附件驱动轮系结构简单合理，通过由皮带背面传动风扇轴皮带轮，经过计算校核后，确定风扇轴皮带轮包角的最低值，同时也确定其它各负载带轮的皮带包角，使得该柴油机前端附件驱动轮系空间布置紧凑，传动性能优良。

申请人：广西玉柴机器股份有限公司
地址：537005 广西壮族自治区玉林市天桥西路88号
国籍：CN
代理机构：北京中誉威圣知识产权代理有限公司
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219412472_发动机附件传动系统异响诊断及其优化方案

第6卷第3期2023年6月Vol.6 No.3Jun. 2023汽车与新动力AUTOMOBILE AND NEW POWERTRAIN发动机附件传动系统异响诊断及其优化方案邢东仕（上汽集团创新研究开发总院，上海 202804）摘要：针对某燃油汽车在急加速工况下发动机前舱存在“哒哒”异响的问题，通过频谱分析确定噪声源，并从激励源、传递路径和激励响应3个方面提出消除异响的优化方案，并结合实际情况评估各优化方案的可行性。

结果表明：将发动机张紧器钢带轮改为塑料带轮能够有效解决异响问题。

关键词：汽车发动机；附件传动系统；张紧器；异响；频谱分析0　前言近年来，消费者对降低汽车振动噪声的要求越来越高，这对传统动力燃油汽车的噪声-振动-声振粗糙度（NVH）性能提出了更高的要求。

在传统动力燃油汽车开发过程中，除了考虑动力性、燃油经济性和环保要求外，NVH要求也逐渐作成为整车性能的重要指标［1］。

发动机附件传动系统常见的NVH问题主要有打滑异响、对齐度异响、皮带拍打异响及轴承异响等。

本文研究的发动机附件传动系统NVH问题，主要是研究发动机附件传动系统中的关键零件——附件张紧器，在车辆加速过程中出现“哒哒”异响问题。

因此，研究采用发动机附件传动系统异响噪声源排查方法，分析从激励、传递路径和响应3个方面消除异响方案的可行性，提出将钢带轮改为塑料带轮的优化方案。

1　问题描述某燃油汽车在行驶加速过程中，发动机在转速1 500~3 000 r/min时前舱存在“哒哒”异响。

根据多批次、多人次车辆试驾主观评价，发现“哒哒”异响只存在车辆中等油门及上油门加速工况下，稳态工况和小油门工况时不存在“哒哒”异响问题。

对从驾驶室测得的“哒哒”异响进行频谱分析，判断异响为低频噪声，主要集中在200~600 Hz频段，且为间断性非持续异响，其频谱如图1所示。

当发动机转速为2 500 r/min时，对“哒哒”异响进行阶次分析（异响阶次=异响时间间隔/发动机转速），结果如图2所示。

某柴油发动机轮系优化设计分析

某柴油发动机轮系优化设计分析姚强; 郑雪茹; 杜安用; 江琳琳; 刘凯【期刊名称】《《汽车科技》》【年(卷),期】2019(000)006【总页数】5页(P65-69)【关键词】柴油发动机; 附件; 包角; 打滑率; 涨紧器【作者】姚强; 郑雪茹; 杜安用; 江琳琳; 刘凯【作者单位】东风汽车股份有限公司商品研发院武汉430057【正文语种】中文【中图分类】U464.9为了满足汽车正常行驶的需要，发动机附件充当这重要的作用，一台柴油发动机附件主要包括发电机、空调压缩机、动力转向泵、水泵等。

在整机和整车布置的过程中，不仅要满足间隙要求，而且需要满足各附件正常工作的条件。

本文以某柴油机为例，介绍了如何通过仿真分析来优化各附件位置，从而来满足各附件的功能需求。

1 概述某柴油发动机的附件轮系包括发电机（ALT）、空调压缩机（AC）、动力转向泵（PS）、水泵（WP）、涨紧器（TP）、惰轮（ID）、风扇（FAN），如图1所示。

所有附件均由曲轴（CR）驱动。

图1 轮系布置图皮带跨度如下表1：表1各附件判断标准如表2所示：表2 判断标准设计标准为外企标准，暂不能给出依据。

2 仿真计算分析2.1 计算输入2.1.1 轮子位置与直径表3 轮子位置与直径涨紧臂旋转中心：X=-181.95mm，Y=67.33mm；涨紧器皮带轮中心：X=-107.15mm，Y=72.83mm；涨紧器臂长为75mm2.1.2 皮带皮带长度：2143±5mm；皮带刚度：140000N；皮带力：350N.m；皮带几何：a=1.1mm，b=1.1mm（如图2所示）如图2 皮带几何示意图图3 静态皮带张紧力皮带名义张力为：320N.m，工作范围为10.74°。

2.1.3 曲轴转速波动曲线曲轴转速波动曲线是在台架上实测得出的，如图4所示。

图4 曲轴转速波动曲线2.1.4 附件扭矩消耗曲线附件扭矩消耗曲线如图5所示。

图5 附件扭矩消耗曲线2.2 计算仿真分析2.2.1 包角与皮带跨度计算分析表4 包角计算表由表2.2包角计算结果所示：曲轴和发电机包角设计要求为160°，不能满足设计需求。

某发动机前端轮系优化设计

ｈｅｔｐｒｏｂｌｍｅｏｆｔｈｅｆｒｏｎｔｗｈｅｅｌｓｙｓｔｅｍ，ｂｕｔａｌｓｏｍｐｉｒｏｖｅｈｅｔｒｅｌｉａｂｉｌｉｔｙｏｆｈｅｔｆｒｏｎｔｗｈｅｅｌｓｙｓｔｅｍｎｄａｈｅｔｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅｏｆＮＶＨ．
Ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎｄｅｓｉｇｎｏｆｔｈｅｆｒｏｎｔｗｈｅｅｌｏｆａｎｅｎｇｉｎｅ
ＬｕｏＹａｗｅｉ，ＺｈａｎｇＪｉａｎｃａｏ，ＬｉｕＴｏｎｇ，ＤｏｎｇＸｉａｎｙｕ，ＭｅｎｇＸｉａｎｃｈａｎｇ
端轮系优化设计是否满足要求、能否有效解决前端轮系故障。
图１原前端轮系布置图
同时，由于生产节拍及整车空间的限制，生产线皮带张
１前端轮系的故障描述
据市场反馈，该发动机前端轮系主要故障为打滑异响和
作者简介：罗亚伟，就职于安徽江淮汽车集团股份有限公司。
（ＡｎｈｕｉｊｉａｎｇｈｕａｉａｕｔｏｍｏｂｉｌｅｇｒｏｕｐＣＯ．，ＬＴＤ．，ＡｎｈｕｉＨｅｆｅｉ２３０６０１）
Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｔｈｅａｒｔｉｃｌｅｉｎｔｒｏｄｕｃｅｓａｅｎｇｉｎｅｆｒｏｎｔｇｅａｒｔｒａｉｎｐｒｏｂｌｅｍａｎｄｔｈｅｒｅａｓｏｎ，ｏｎｈｉｔｓｂａｓｉｓ，ｔｈｅｃｏｒｒｅｓｐｏｎｄｉｎｇｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎｄｅｓｉｇｎｆｏｒｈｅｆｔｒｏｎｔｇｅｒｔａｒａｉｎａｎｄｔｈｒｏｕｇｈｔｈｅｓｉｍｕｌａｔｉｏｎｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎｏｆｇｅｒｔａｒａｉｎａｎｄｔｈｅｆｒｏｎｔｇｅｒｔａｒａｉｎｔｅｓｔｔｏｄｅｔｅｒｍｉｎｅｗｈｅｔｈｅｒｇｅｒａｒｔａｉｎｍｅｅｔｈｅｔｄｅｓｉｎｇｒｅｑｕｉｒｅｍｅｎｔｓ．ｈｅＴｔｅｓｔｒｅｓｕｌｔｓｓｈｏｗｈａｔｔｈｅｔｏｐｔｉｍａｌｄｅｓｉｎｇｃａｎｎｏｔｏｎｌｙｓｏｌｖｅ

柴油机前端附件驱动系统的优化设计

柴油机前端附件驱动系统的优化设计岳小平【摘要】结合某新型发动机前端附件驱动系统的开发,介绍了OAD的结构、功能原理,并对该前端附件驱动系统进行了动态模拟仿真分析(分别进行了应用OAD带轮和普通发电机带轮两种状态的对比仿真),并最终在该发动机前端附件驱动系统上采用了OAD带轮来进行系统优化设计,从而提高系统性能.【期刊名称】《柴油机设计与制造》【年(卷),期】2012(018)003【总页数】4页(P21-24)【关键词】前端附件;驱动系统、OAD;动态模拟仿真【作者】岳小平【作者单位】上海柴油机股份有限公司,上海200438;同济大学上海 200092【正文语种】中文FEAD是英文Front End Accessory Drive的4个首字母的缩写，意即前端附件驱动系统[1]。

随着用户对整车操控舒适性的要求提高，一方面，要求现代汽车发动机必须驱动更多的附件[2]，同时附件的转动惯量和消耗功率也更大；而另一方面，为了追求更高的燃油经济性，发动机怠速又被设置得越来越低。

这样发动机前端附件驱动系统将运行在更高的转速波动激励水平下。

这些要求将对传统的发动机FEAD系统性能提出了挑战。

一些普通的方法，如提高张力和张紧轮阻尼，都不能让系统同时满足NVH和耐久性的要求。

在发动机FEAD系统中，发电机转子的转动惯量通常是最大的，发电机驱动速比又高达到3倍以上；曲轴转速的波动将会按照一定的倍数传递到发电机皮带轮上。

曲轴转速的波动导致发电机转子被加速和减速，促使皮带动态张力增加。

这在很大程度上也是产生皮带抖动、噪声、打滑和更大的张紧轮臂摆动的根本原因[3]。

为降低由于发电机转子的大惯性所引起的FEAD系统大的振动，莱顿加拿大公司开发出了一种新型的发电机皮带轮装置Overrunning Alternator Decoupler（简称OAD），该装置用于代替普通的发电机皮带轮[4]。

最近，它作为一种解决前端附件驱动系统问题的新技术被广泛地应用于汽车工业，能有效解决主要因皮带的动态张力波动幅度太大而引起的FEAD系统大振动的问题。

可实现实际节油的前端附件带传动系统

可实现实际节油的前端附件带传动系统ʌ韩ɔ J .L E E S .O H K.S .J O O S .Y I K -P .H A S .J O O摘要:由于泵气损失㊁机械摩擦损失和前端附件功率消耗等原因,发动机的指示扭矩无法完全传递给车轮㊂前端附件带传动系统(F E A D )对空调压缩机㊁交流发电机和动力转向泵等各种附件进行供油和控制,属于功率消耗装置㊂在实际驾驶条件下,标准燃油经济性试验并未考虑附件驱动力矩,仅将其作为5循环修正系数㊂因此,研究改善前端附件传动系统仍具有重要意义,对于空调压缩机和交流电机尤为如此㊂该研究有两个目的:一是定量测量F E A D 系统的驱动力矩数值以评价附件产生的损失;二是利用评价标准设计一种能够有效减小F E A D 系统摩擦的措施㊂为了确定所提方案是否值得开发,对F E A D 系统的基本特性进行了研究㊂为使2.0L 柴油机F E A D 系统的驱动力矩最小化,设计了多种方法㊂在实际驾驶条件下,测量广泛采用了附件负荷控制器和温控箱㊂对F E A D 系统进行改造,如优化多楔带㊁惰轮㊁张紧轮和附件等,驱动力矩得以显著减小㊂因此,这是一种在联邦测试循环(F T P )㊁欧洲新驾驶循环(N E D C )和实际驾驶排放(R D E )试验等标准试验模式下改善车辆燃油经济性的重要措施㊂关键词:前端附件带传动;燃油耗;交流电机;空调压缩机0 前言为降低燃油耗及实现能源可持续利用,汽车制造商和各国政府已经作出了相当大的努力㊂在燃油效率验证过程中广泛采用标准燃油效率试验模式,这是因为燃油耗受到多种变量的影响,如试验模式㊁环境温度和驾驶条件等㊂尽管如此,不同标准模式和实际驾驶条件下的燃油耗数值差别巨大㊂如果不考虑为车厢提供适当温度和电力需求而导致的附件系统损失,要满足车辆在特定驾驶循环下的实际燃油经济性数值将极具挑战性㊂该研究的目的是要定义前瑞附件传动的损失并且设计一种改善的策略㊂交流电机㊁空调压缩机㊁液压动力转向泵和水泵等附件均由发动机扭矩通过多楔带驱动㊂尽管使用空调系统会增大燃油耗(因为空调系统需要驱动力矩和电力的支持),但是在试验标准中仅将其作为5循环修正系数㊂因此,研究改善前端附件传动(F E A D )系统仍具有重要意义,对于空调压缩机和交流发电机尤为如此㊂目前,已经有大量利用数学模型和试验研究带传动系统的文献[1-7]㊂例如,为了使F E A D 系统的功率损失最小化,MA C K A Y [2]研究了一种能够降低驱动力矩要求的方法,R O D R I G U E Z 等[3]开发了一种利用试验数据计算带张紧和传动损失的数学模型㊂本文综合研究了F E A D 系统在附件负荷作用下的驱动力矩,评价了能够改善燃油经济性的测量结果㊂1 系统结构F E A D 系统由多楔带㊁惰轮㊁张紧轮和附件组成,其多楔带弯曲㊁惰轮轴承滚动阻力和附件功率消耗等相关能耗情况如图1所示㊂使F E A D 系统产生的损失最小化是改善车辆燃油经济性的一种方法㊂在确定了各个组件的实际节油效果后,对每个组件进行了系统介绍㊂1.1 多楔带多楔带损失是分别由激励频率㊁滑动㊁弯曲㊁压缩和张紧剪力导致的㊂该损失会因角速度㊁张紧力㊁皮带宽度和厚度㊁塞绳刚度,以及传动带轮直径的变化而有所不同㊂为了确定皮带的影响,准备了多种具有不同厚度(4.0m m ㊁4.4m m 和4.8m m )和材料(聚酯纤维和芳香尼龙纤维)的试验样本㊂芳香尼龙纤维塞绳的刚度是聚酯纤维塞绳的6倍,通常有助于减小皮带振动㊂图2为多楔带组织结构图㊂522019 NO.4汽车与新动力ll Rights Reserved.图1附件功率消耗结构图2 多楔带组织结构1.2 惰轮惰轮滚动阻力受多种因素影响,如转速㊁轴承设计㊁润滑油属性㊁浮动密封㊁运动半径㊁温度和轮毂负荷等㊂为使惰轮滚动阻力最小化,必须对每一种因素进行详细研究㊂准备了多种具有不同轨道半径和润滑油量的试验样本㊂根据测得的数据获得了各因素相对惰轮滚动阻力的占比,并利用测得的摩擦数据集对力矩进行了标定,这些数据集是从每根轴承的拆解试验中收集的㊂在所有测试的变量中,密封摩擦的数值最高(图3)㊂图3 室温条件下惰轮力矩贡献率1.3 张紧系统张紧系统是影响动力性的主要因素,通过附件的有功波动确定其影响㊂该系统会产生能够保持F E A D 系统稳定性的阻尼和弹簧弹力,还会通过皮带张紧影响附件损失㊁惰轮轴承损失㊁皮带抖动损失㊁弹性滑动损失和系统损失㊂1.4 交流电机交流电机具有高转速特性和惯性,是F E A D 系统中最大的加速器㊂带传动系统的张紧系统主要受诸如驱动力矩和转动惯量等交流电机参数的影响㊂为了减小系统的张紧力,交流电机应具有低惯性力和低驱动力,可通过内部设计改善得以实现㊂如果新设计可使交流电机在保持同等性能水平的条件下减小转动惯量,这将是通过减小系统张紧力实现驱动力矩减小和功率产生效率改善的重大突破㊂交流电机损失主要由受转速㊁发电负荷㊁饱和度和环境温度影响的机械阻抗㊁磁阻和电阻组成㊂此外,阻抗数值因产生电量的不同而有所差异㊂利用一种可调整环境温度和发电负荷的专门设计的仪器测量驱动力(图4)㊂德国汽车工业联合会(V D A )效率(I S O8854)也利用该仪器测量得出㊂图4 附件测量装置1.5 空调压缩机近年来,空调压缩机已经成为保持车厢温度和玻璃除雾不可或缺的设备㊂尽管空调压缩机导致的损失在F E A D 系统中占比最大,但由于其并未在标准试验模式中得以考虑,因此在主要的结构改进中并不包括空调压缩机㊂尽管如此,在未来的实际驾驶排放(R D E )试验中还将使用空调,将根据实际道路的C O 2排放量评价空调压缩机㊂专门设计了一种能够调节致冷剂温度和压力的装置,利用其测量传动损失量(图4)㊂1.6 系统布置由图5所示,可通过移除2个惰轮并将多楔带变成折叠布置从而测量驱动力矩的变化量㊂长度缩短量和包角缩小量的减小会减少能量损失,从而减小驱动532019 NO.4汽车与新动力ll Rights Reserved.力矩,改善燃油效率㊂图5 带传动系统布置2 测量F E A D 系统的功率消耗为了找出能够减小驱动力矩的可用技术,该研究设计了一种能够测量功率消耗的专用面板㊂实车条件下的驱动力矩可利用1个支架将系统直接连接到测功机上进行测量(图4)㊂实际上,在利用测功机驱动电机的过程中,匹配车辆的实际驱动力矩是很困难的㊂但是,该研究专门设计了一种可与实车进行良好关联的装置㊂为了改善附件相关技术,利用图4中所示的装置对附件的驱动力矩数据进行了测量㊂然后,将专用设备添加到测量装置中,用于观察F E A D 系统的功能及测量驱动力矩(图6)㊂对各种能够提高燃油效率的零部件进行检验后,准备好所选的零部件,利用专用设备对其进行测量㊂通过在测量装置中安装1个扭矩脉冲模拟器(T P S )电机复制了实车起动振动,为了确保一致性,通过控制程序将测得的结果用作输入数据㊂为了测量驱动力矩,将扭矩计安装在电机的轴位置上(图6)㊂图6 附件带传动系统测量装置2.1 试验台和实车功能测试为了确定所准备零部件是否可行,必须满足F E A D 系统的基本需求,例如悬跨振动㊁张紧器运动㊁湿滑噪声和黏滑噪声等㊂在评价完车辆条件后,将配备了相同结构系统的面板进行实车试验,利用专门设备T P S 进行了具体测量㊂利用通常被称为功能试验面板的专门设计支架对该2.0L 柴油机结构进行了模拟和测量(图6)㊂应用所准备零部件利用T P S 电机进行了功能测试㊂为评价通过减少F E A D 系统损失对减小皮带刚度的影响,准备了具有2种不同塞绳结构的皮带㊂进行了皮带初始评价以确保满足其基本功能需求㊂对F E A D 系统施加最高激励力的组件是交流电机㊂如果可以保持低转子惯性,同时维持交流电机的性能,将有助于减小系统张紧力和驱动力矩㊂设计和制造了具有同等性能且低惯性的交流电机,然后评价了皮带张紧力的减小极限㊂在应用低惯性交流发电机时,为保持所开发系统的动力性,对采用的逐步自适应张紧器进行了评价㊂实施了功能和动态试验以确定安装张紧力的极限㊂试验结果表明,能够满足皮带系统最重要的功能,例如,皮带滑移率㊁自动张紧器运动㊁皮带悬跨振动㊁噪声和惰轮轮毂负荷等,所采用的装置见图6㊂表1总结了2.0L 柴油机F E A D 系统利用专门设计装置获得的功能试验结果㊂张紧力的最低限值能够满足皮带系统的基本需求,且仅通过将皮带塞绳的材料由聚酯换成芳香尼龙纤维,就使稳定动力性所需的张紧力减小6N ㊂在不存在其他限制的情况下,仅通过改善交流电机的转动惯量就可使皮带安装张紧力减小40N ㊂表1 替代零部件的功能模拟试验结果(采用基础结构布置)交流电机基础低惯性皮带塞绳聚酯芳香尼龙纤维聚酯芳香尼龙纤维最大滑移率/%2.00.92.00.5张紧臂位移/m m6.32.75.12.2曲轴-空调压缩机悬跨振动/m m19.07.015.06.5最小系统张紧力/N260<200230<200进行了车辆功能评价,采用专门设计的装置获得的模拟试验结果可应用到实车上㊂表2总结了利用实车试验获得的2.0L 柴油机F E A D 系统的功能试验结果㊂结果表明,滑移率略微增大,甚至在最小张紧力减小30N 的情况下,由于悬跨振动与评价标准类似,低惯性交流电机的安装张紧力比传统交流电机减小40N ㊂3 驱动力矩测量在无交流电机和空调压缩机负荷的条件下,根据54汽车与新动力ll Rights Reserved.皮带安装张紧力评价驱动力矩㊂图7为采用改良技术前稳态条件下针对4种安装张紧力值(从最低张紧力200N 到320N 的发动机安装张紧力)测得的驱动力矩㊂但是,这种改善带来的优势越来越小,因为当变化低于230N 时,通过进一步减小静态张紧力获得的额外改善效果要小得多㊂要简化设计结构需要对传动损失减少量进行预先研究㊂构建了实际应用的两级皮带传动结构,并且采用与简化前相同的张紧力在无负荷条件下对其进行了评价(图8)㊂结构简化后,驱动力矩得以极大减小㊂表2 实车替代零部件的功能模拟试验结果(采用基础结构布置)试验结构低惯性交流发电机基准交流发电机驱动力/N 280230200280最大滑移率/%0.61.51.90.9悬跨振动/m m 3.02.62.32.0隔离比1.62.02.22.6图7 不同系统张紧力下的驱动力矩(当前结构)图8 当前结构与简化结构的驱动力矩比较考虑到递减效应,皮带结构是改善燃油效率最重要的因素㊂但是,在提升效率的同时必须考虑技术开发的相关成本㊂当利用2种不同的皮带塞绳材料和3种皮带厚度对传动损失进行评价时,所获得的结果(图9和图10)与预期的一样,传动损失减少量随皮带刚度和厚度的减小而减小㊂此外,针对不同的转速还存在敏感度差异,尤其是皮带厚度越薄,高转速区域的效率越高㊂通过增大运动轨道半径及使润滑油量最小化,对电阻小于传统惰轮的零部件进行了评价㊂由于与其他皮带传动系统零部件相比,其改善量很小,并且考虑到开发阶段的低电阻特性,因此认为无需对惰轮进行额外的评价或改善㊂惰轮的规格很重要,但其并不是减少皮带传动系统总损失需要考虑的主要因素㊂图9 驱动力矩比较(皮带塞绳材料)图10 驱动力矩比较(皮带厚度)4 附件驱动力矩测量参照目前每种在产类型部件的国际标准,对诸如交流电机和空调压缩机等主要附件的传动损失进行了测量,并利用专门设计的设备对实车条件进行了模拟㊂由于运行过程中多种物理现象的复杂性,很难在模拟条件下定量测量附件的驱动力矩㊂细致分析了实车内产生的附件负荷条件,并通过尽可能精确地模拟对2种附件的传动损失进行了测量㊂通过咨询零部件制造商,并参照S A E 和I S O 等国际标准,对测量方法和条件进行了标准化处理㊂利用这些测得的数据,预测了552019 NO.4汽车与新动力ll Rights Reserved.整个系统的传动损失㊂图11为通过测量同一供应商提供的旋转斜盘变排量空调压缩机的驱动力矩得到的进气和排气压力与转速的关系图㊂传动损失的敏感度会因转速以及焓熵图上致冷剂进排气时刻的压力和温度而有所不同㊂图11 空调压缩机驱动力矩特性图对数据的进一步检验结果表明,空调压缩机在低转速区域的传动损失极高,足以抵消发动机在低转速区域产生的扭矩㊂为补偿低转速区域的这种传动损失,必须对发动机进行更加严格的燃油消耗控制㊂尽管旋转斜盘变排量压缩机针对减少燃油耗进行了结构改造,但由于旋转斜盘的调整反应速度太慢,导致大压缩行程容积产生的能量损失太多㊂未来排气评价试验(R D E 试验)将包含空调压缩机损失㊂因此,减少空调压缩机损失尤为重要,还需要针对这方面进行更多的研究㊂空调压缩机的主要损失包括压缩功导致的泵气损失㊁每个机械零部件导致的摩擦损失和离合器电能损失㊂空调系统与冷凝器㊁气化器㊁干燥器和室内隔热条件密切相关㊂因此,在考虑实车驾驶模式的条件下必须对这些损失中的每一种进行系统评价㊂针对每一种环境温度的交流电机效率和驱动力矩特性图(图12)表明,最低效率区域出现在以下2种情况:电流不高于15A 的低转速㊁低负荷区域;电流不低于100A 的低转速㊁高负荷区域㊂如果交流电机的转速由发动机转速决定,必须通过使用特性图确定每种转速下的最有效发电负荷,然后沿最佳效率曲线建立发电策略㊂如图12所示,由于交流电机的传动损失会因温度发生很大变化,因此应将外部温度考虑在内㊂尽管如此,由于通常采用的国际测量标准I S O8854仅测量23ʎC 时的数据,因此根据制造商提供的数据很难单独确定交流电机的实际传动损失㊂此外,还发现由国际标准确定饱和度的测量方法也与实际条件不兼容㊂在实车条件下,交流发电机无法缩短发电时间,直至其达到饱和平衡状态㊂与空调压缩机不同,无论交流电机的比容有多大,根据实际负荷,交流电机之间的传动损失差别很大㊂试验结果表明,随容量的增大,转子的尺寸通常也增大,导致转子旋转所需的机械损失略有增加㊂图12 交流电机效率和驱动力矩特性图成功完成F E A D 系统零部件测量后,带传动系统改善实车燃油经济性的潜力很大㊂图13所示为未考虑附件负荷条件下的平均摩擦压力(F M E P )稳态分布㊂但是,当考虑负荷重新计算损失分布时,F M E P 分布变成如图14所示的状态㊂如果测得的2种附件的传动力矩用F M E P 表示,数值要大于发动机在低转速下的总摩擦损失㊂正如预测所示,这将成为发动机在低转速区域驱动的沉重负担㊂图13 2.0L 柴油机F M E P 分布测量结果(未考虑附件负荷)5 F E A D 系统对燃油耗的影响表3所示为尽可能多地系统研究所有方面得到的F E A D 系统驱动力矩改善潜力㊂传动损失的改善量会因发动机条件和F E A D 系统布置而有所不同㊂但是,结果明显表明,无论在何种条件下,通过改善F E A D 系统,实车的燃油经济性改善量超过5%㊂因此,需要进562019 NO.4汽车与新动力ll Rights Reserved.图14 2.0L 柴油机F M E P 分布测量结果(考虑附件负荷)一步研究在F E A D 系统中产生最大量损失的交流电机和空调压缩机㊂表3 每种F E A D 零部件的驱动力矩改善潜力零部件多楔带张紧轮布置交流发电机空调压缩机测量刚度厚度简化效率惯量电力需求摩擦力矩改善潜力/(N ㊃m )0.1~1.01.0~1.50.6~1.32.0~5.0为了定量确定F E A D 系统驱动力矩对实际燃油经济性的改善量,在驱动皮带轮上安装了1个力矩测量装置(图15),然后测量了燃油耗㊂该研究安装了1个由H A 等人[8]先前开发的专用力矩测量装置,将其安装在驱动皮带轮上㊂在F T P 工况和高速驾驶模式下对实车进行了评价㊂图15 实车扭矩计测量机理在所有驾驶模式下测量了驱动力矩改善前后的平均差值㊂对于测量中采用的车辆,力矩平均改善量为1N ㊃m ,相应的实车燃油效率改善超过1%㊂6 结论皮带刚度和厚度会影响F E A D 系统的传动损失㊂交流电机的转动惯量会影响系统的安装张紧力,交流电机的效率和转动惯量会极大影响系统的传动损失㊂F E A D 系统的驱动力矩受到安装张紧力的极大影响㊂对于较低的皮带张紧力,随皮带张紧力的进一步减小,额外改善量要小得多㊂为减少传动损失,F E A D 系统最重要的考虑是系统布置对燃油经济性的影响㊂在实车条件下对诸如交流电机和空调压缩机等具有极高驱动力矩损失的零部件进行了定量测量,在低转速区域测得的数值高于发动机摩擦力矩值㊂数据集将测得的数据用于计算总F E A D 能量损失㊂由于F E A D 系统得到改善,因此,通过系统优化可使燃油经济性提高至少5%㊂利用车载扭矩计测量了实车的平均力矩减小量,结果表明,系统改善直接影响实车燃油耗㊂参考文献[1]O T R E M B ALK ,E L -MA HMO U D M ,N E U M ,e t a l .R e d u c t i o no fm e c h a n i c a l f r i c t i o n l o s s i nt h eb e l td r i v e ns t a r t e r g e n e r a t o rs y s t e m s [J ].R e m o t eS e n s i n g ofE n v i r o n m e t ,2017.[2]MA C K A YS .R e d u c t i o n i n p a r a s i t i c l o s s e s b y c a r e f u l c h o i c e o f a l t e r -n a t o r d r i v e s y s t e m [C ].S A ET e c h n i c a l P a pe r 2012-01-0385.[3]R O D R I G U E Z J ,K E R I B A RR ,WA N GJ .Ac o m p r e h e n s i v e a n d ef f i -c i e n tm o d e l o f b e l t -d r i v e s y s t e m s [C ].S A ET e c h n i c a l P a pe r 2010-01-1058.[4]L E EJ ,C H E N G W.E n g i n e f r i c t i o na c c o u n t i n gg u i d ea n dd e v e l o p -m e n t t o o l f o r p a s s e n g e r c a r d i e s e l e n g 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u e l c o n s u m p t i o n c o n t r i b u t i o n [C ].S A ET e c h n i c a l P a pe r 2007-01-0964.孙丹红田永海译自 S A EP a pe r 2017-01-0898 虞展编辑(收稿时间:2018-05-08)572019 NO.4汽车与新动力ll Rights Reserved.。

面向级联柴油机的供油系统优化研究

面向级联柴油机的供油系统优化研究供油系统是柴油机运行不可或缺的关键部件之一，对于级联柴油机来说尤为重要。

级联柴油机是由多台柴油发动机联合工作而组成的动力系统。

在级联柴油机中，优化供油系统的研究对于提高发动机性能、降低排放并延长其寿命具有重要意义。

本文将着重讨论面向级联柴油机的供油系统优化研究，以提出一些可能的改进方向。

首先，为了优化级联柴油机的供油系统，我们需要关注柴油燃料的流动性和一致性。

柴油燃料应具有良好的流动性，以确保柴油在供油系统中的稳定流动，并避免因为燃油的黏稠度过高导致供油阻力增大。

此外，柴油燃料的一致性也非常重要，以确保每个发动机得到相同的燃油质量，从而避免由于燃油差异性引起的发动机功率不均衡问题。

其次，为了优化级联柴油机的供油系统，我们需要着重考虑燃油过滤和清洁。

良好的燃油过滤系统可以防止杂质进入发动机燃油系统，从而降低磨损和损坏的风险。

同时，定期进行燃油清洗也是必要的，以确保供油系统中燃油的纯净度，避免堵塞燃油喷嘴，影响燃烧效果，从而提高发动机的性能和效率。

第三，供油系统的压力控制对于级联柴油机的正常运行至关重要。

通过优化燃油泵和压力调节装置，可以实现燃油供应的精确控制。

燃油供应的压力应根据发动机负荷需求进行调节，既要保证燃油供应充足，又要避免因高压燃油过多造成的能源浪费。

因此，合理调节供油系统的压力是优化柴油机性能的关键。

第四，为了优化级联柴油机的供油系统，我们还需要考虑燃油喷射技术的改进。

燃油喷射技术的改进可以帮助提高燃烧效率，最大程度地释放燃油的能量。

例如，在柴油喷嘴设计方面，可以采用多孔喷孔喷嘴技术，实现更细腻的燃油雾化效果，从而提高燃烧效率和发动机功率。

此外，燃油喷射技术的改进还可以帮助降低氮氧化物的排放量，减少对环境的污染。

最后，通过对级联柴油机的供油系统进行优化，我们还应考虑整体系统的集成与协同。

级联柴油机中的每台柴油发动机都需要协调工作，以达到整体动力系统的平衡和优化。

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Ｄｃｕｌ简称ＯＤ，该装置用于代替普通的发ｅｏｐｒ（ｅＡ）电机皮带轮。最近，它作为一种解决前端附件驱动系统问题的新技术被广泛地应用于汽车工业，能有效解决主要因皮带的动态张力波动幅度太大而引起的ＦＡＥＤ系统大振动的问题。
该附件驱动系统进行对比模拟仿真及仿真数据的分析。分别进行了应用ＯＤ带轮和普通发电机带轮Ａ
２种状态的前端附件驱动系统的模拟仿真，并且对仿真数据进行了对比分析，揭示了ＯＤ的应用对Ａ
提高该发动机前端附件驱动系统的益处。最终在该
来稿日期：０２０ — １２１ — ６１作者简介：岳小平（９５，，１７一）女工程师，主要研究方向为发动机结构设计。
ＡｂｔａｔＴｅｓｕｔｒｎｎｔｎｏｓｒｃ：ｈｔｃｕｅａｄｆｃｉｆｒｕｏＯＡＤｓｎｒｄｃｄｂｓｄｏｅｄｖｌｐｎｆｏｎｅｗａｔｏｕｅａｅｎｔｅｅｏｍｅｔｍｅｅｏｎｉｈｏｓ
机驱动功率和转动惯量也同时增大；在同样的制冷效果下，空调的驱动功率和转动惯量都增大；由于整机布置的需要，曲轴的包角变小；考虑到以上附件驱动系统的修改所带来的不利影响，打算在系统
当ＯＤ被应用于ＦＡＡＥＤ系统去驱动发电机发
中应用ＯＤ进行系统优化设计，并分别进行了应Ａ用ＯＤ带轮和普通带轮的对比仿真。Ａ
柴油机前端附件驱动系统的优化设计
岳小平
（．１上海柴油机股份有限公司，上海２０３；．０４８２同济大学上海２０９）００２
摘要结合某新型发动机前端附件驱动系统的开发，介绍了ＯＡ的结构、功能原理，并对Ｄ
该前端附件驱动系统进行了动态模拟仿真分析（分别进行了应用ＯＤ带轮和普通发电机带轮两Ａ种状态的对比仿真），并最终在该发动机前端附件驱动系统上采用了ＯＡ带轮来进行系统优化设Ｄ
扭矩和大的皮带张力波动。
３前端附件驱动系统仿真分析该发动机为国外引进，在国内进行国产化设
计，系统中原来所用的发电机皮带轮为普通带轮；
在该发动机国产化过程中，整个附件系统做了比较
大的改动：要求发电机的输出电流增大，从而发电
３１系统仿真输入．
该附件驱动系统包括曲轴带轮、空调、发电机、惰轮、动力转向泵和张紧轮，系统布置图参见图３，主要布置参数如表１示。所
该系统的皮带楔数为６，皮带线绳为聚酯线绳，皮带模量为９Ｎｍ２Ａ６／ｍ。ＯＤ隔离弹簧的弹簧ｋ
ｆｎｎｃｅｓｒｔｖｓｍ（ＥＤ，ｙａｉｓｕａｏｆｈｎｉｅＦＤａａｅｔｃｍ￣ｒｔｄａｃｓｏｙｒｅｓｔＦＡ）ＡｄｎｍｃｉｌｔｎｏｅｇｎＥＡｗｓｄｏｐｅｏｅｉｙｅｍｉｔｅｍｏ
生相对运动。
皮带驱动扭矩
子
（ａ）刚性连接
（ｂ）耦合连接
图２发电机与ＦＡ系统之间的连接示意图ＥＤ
２．反向超越功能．２２
如果发电机转子由刚性带轮驱动，当发动机在
急减速时，比如快速换挡或者发动机停机，驱动发电机带轮的扭矩将反过来降低发电机转子的转速，
柴油机设计与制造
Ｄｓｎｅｇ＆ＭａｕｃｒｏＤｉｅＥ￣ｅｉｎｆｔｅｆｅｌｎｎａｕｓ
ｄｉ１．６／ｉｎ１７ — ６４２１．３０ｏ：０３９．ｓ．６１０１．２０．５９ｊｓ００
２１年第３第１卷（０２期８总第１０）４期
３２系统对比仿真分析结果．
３２１系统所需的初始皮带张力对比结果．．
图３发动机前端系统布置图
评价附件驱动系统的振动水平是否可以接受，
表１系统布置参数表
附件名称
安装中心位置
ｘｍｌｍｙｍ／ｍ
带轮直径
／ｍａｒ
ｔｅＯＡＤｕｌｙｗｉｈａｇｎｒｌｙｐｕｌｙＥｖｎｕｌｙｈｐｌｅｔｅｅａｌｌｅ．ｅｔａｌ，ＯＡＤｌｅｓａｐｅｏｅｅｇｎｏｏｔｚｅｐｕｌｙｗａｄｏｔｄｆｒｔｎｉｅｔｐｉｅｔｈｍｉｈ
１
前言
度上也是产生皮带抖动、噪声、打滑和更大的张紧轮臂摆动的根本原因网。为降低由于发电机转子的大惯性所引起的ＦＡＥＤ系统大的振动，莱顿加拿大公司开发出了一种新型的发电机皮带轮装置ＯｅｒｎｉｇｌｒａｒｖｒｎｎｔｎｔｕＡｅｏ
发动机前端附件驱动系统上采用了ＯＤ带轮，对Ａ系统进行优化设计。
电时，见图２，发电机转子将通过隔离弹簧与皮ｂ带轮相连。由振动理论可知，发电机转子转速的波动将比发电机皮带轮转速的波动减少，由发电机转子加、减速引起的动态扭振和动态皮带张力（响应动态扭振）也将相应减少。以上就是ＯＤ的扭振Ａ
ｄｓｎｏｅＦｅｉｆｈＥＡＤ，ｈｒｂｒｖｎｅｐｒｒｎｃｆｅｓｓｅ．ｇｔｔｅｅｙｉｏｉｇｔｅｏｍａｅｏｙｔｍ．ｍｐｈｆｈｔ
Ｋｅｒｓｆｎｎｃｅｓｒ，ｒｅｓｓｅ，ｙｗｏｄ：ｒｔｄａｃｓｏｙｄｉｙｔｍＯＡＤ，ｙａｃｓｍｕａｉｎｏｅｖｄｎｍｉｉｌｔｏ
刚度为０３ｍｄｇ）．７Ｎ・／ｅ。
用ＳｍＤｉｅ件对该ＦＡｉｒ软ｖＥＤ系统进行动态模拟
仿真。中所列的参数作为基本的输入数据用以搭表１建模拟分析模型。从整车上实际测得的曲轴转速可以用做该ＦＡ系统动态模拟仿真的激励输入ＩＥＤ６１。
图１ＯＡ结构图Ｄ
最初的发电机带轮的紧边将变成松边，最初的发电机带轮的松边变成紧边。驱动带轮所需要的扭矩与
由皮带传递的驱动扭矩先作用在ＯＤ带轮上，Ａ再通过离合器部件、隔离弹簧和ＯＤ轴传递到发Ａ电机转子上。弹簧将发电机转子从扭振中隔离出来，从而减少了发电机转动惯量对系统的影响。在发动机减速过程中，单向离合器部件的应用使发电机转子的转速快于发电机带轮的转速。
功能；２反向超越的功能。（）
２．．１扭振隔离的功能２如果发电机转子由刚性带轮驱动，见图２，ａ发电机带轮和转子的最高加、减速度是相同的；发电机皮带轮上的动态扭矩与发电机带轮的转速波动太小以及发电机转子的惯量大小是成正比的。高的发动机扭振和大的发电机转动质量将引起高的动态
计，从而提高系统性能。关键词：前端附件驱动系统、ＯＡＤ动态模拟仿真
ＯｐｉｍｓｇｆｅｅｇｎｅＦｏｔｄＡｃｅｓｒｉｅＳｓｅｔｍｕＤｅｉｎｏｓｌＤｉＥｎｉｒｎＥｎｃｓｏｙＤｒｖｙｔｍ
ＦＡＥＤ是英文ＦｏｔｎｃｅｓｒＤｉｒｎｄＡｃｓｏｙｒｅ的４个Ｅｖ
首字母的缩写，意即前端附件驱动系统【 ” 。随着用户对整车操控舒适性的要求提高，一方面，要求现代汽车发动机必须驱动更多的附件［２１，同时附件的
转动惯量和消耗功率也更大；而另一方面，为了追
ＹｕａｐｎｅＸｉｏｉｇ，
（．ｈｎｈｉｉｅＥ￣ｅＣ．Ｔ，ｈｎｈｉ０４８．ｏｇｎｖｒｔ，ｈｎｈｉ００２１ＳａｇａＤｅｌｎｎＯ，Ｄ．ａｇａ２０３；２ＴｎｊＵｉｅｓｙＳａｇａ２０９）ｓＬＳｉｉ
ＮＨ和耐久性的要求。Ｖ在发动机ＦＡＥＤ系统中，发电机转子的转动惯
量通常是最大的，发电机驱动速比又高达到３倍以上；曲轴转速的波动将会按照一定的倍数传递到发电机皮带轮上。曲轴转速的波动导致发电机转子被加速和减速，促使皮带动态张力增加。这在很大程
向扭矩将减少到释放扭矩。因此，在发动机减速时，将会避免出现零皮带张力，以上就是ＯＡＤ的
反向超越功能阎。
从上面的ＯＤ结构部分可以看到，单向离合Ａ器部件和隔离弹簧串联在ＯＤ带轮和发电机之间，Ａ这种结构给ＯＤ提供了２Ａ种功能：（）１扭振隔离的
隔离功能。
２ＯＤ的结构及功能Ａ２１．ＯＡ的结构ＤＯＤ由如图１Ａ所示的下列部分组成：１带个轮、１个单向离合器部件、１个调谐过的隔离弹簧、１根轴和１个球轴承。ＯＤ通过轴与发电机相连，Ａ球轴承承载径向力以及使ＯＤ带轮和轴之间能产Ａ