发动机皮带传动自动张紧轮系的设计

王德成，张文通，马广正，张孟扬，毕来文

（潍柴动力股份有限公司，山东潍坊261061）

发动机皮带传动自动张紧轮系的设计

王德成，张文通，马广正，张孟扬，毕来文

（潍柴动力股份有限公司，山东潍坊261061）

针对传统皮带轮系设计过程中，影响轮系可靠性因素考虑较少的问题，分析自动张紧轮的工作原理，提出一套自动张紧轮系的布置及计算方法，并将其应用于WP7系列发动机自动张紧轮系的设计中。关键词：发动机；自动张紧轮；皮带传动；多楔带

传统的发动机附件轮系大多采用V带传动，通过手动张紧轮定期调整张紧[1]，寿命较短，维护复杂，保养费用高。现代的发动机前端附件皮带驱动轮系使用多楔带传动，由自动张紧轮[2]提供皮带张力，提高了系统可靠性，延长了寿命和维护周期，降低了维护费用。但是因目前尚无成熟的自动张紧轮系设计方法，导致轮系故障率居高不下。本文针对上述问题，结合行业前期的研究成果[3-5]，提出一套自动张紧轮系统的设计方法，已通过公司多个平台产品[6-14]的试验验证。

1 自动张紧轮工作原理

自动张紧轮的一般结构如图1所示，借助自身内部的弹簧扭力，通过摆臂和皮带轮作用在轮系皮带上，使轮系在整个生命周期内保持预定张力可靠运行，不需要人工调整皮带张力，其特性曲线如图2所示。自动张紧轮在不受外力时摆臂所处的位置称为自由位置；在外力作用下，摆臂从自由位置能转动到最大位置的转角称工作转角。在自由位置时，弹簧具备一定的预紧力。

张紧轮和固定支座位于摇臂同侧的张紧轮称为同向张紧轮，否则称为异向张紧轮。同向张紧轮机构将皮带作用于张紧轮的作用力均匀施加到摇臂回转中心轴，而异向张紧轮机构的张紧轮的作用力会给回转中心轴一个附加力矩，工作条件相对较差。

图1 自动张紧轮机构示意图

图2 自动张紧轮特性曲线

2 自动张紧轮系统的设计

2.1 发动机前端轮系布置

采用自动张紧轮的轮系，皮带张力由自动张紧轮扭矩和阻尼决定，发动机运行时，不会有松边张力下降情况，所以应将自动张紧轮布置在轮系最松边（如图3所示），可以较低的皮带初张力，传递足够的功率；同时可以避免每个带轮承受多余的径向载荷，提高系统的使用寿命；还能减小整个系统摩擦功的损耗。发动机前端轮系的布置受发动机及整车布置与空间的限制，在条件允许的情况下，负荷最大的带轮布置在皮带紧边第一轮的位置，如图3中惰轮1，负荷较低的带轮放在松边如图3中水泵。

带轮包括槽轮和平轮两种（如图4所示），槽轮表面有沟槽，与多楔带楔面配合；平轮表面是光滑的柱面，与多楔带光面配合。带轮直径除满足传动比的要求外，为保证皮带寿命，应尽量大一些，平轮的直径尺寸应更大，以减小皮带对称循环的弯曲应力。通常允许槽轮（如图3中发电机）的最小直径不小于45 mm，平轮（如图3中张紧轮）的最小直径不小于70 mm。

本文以公司WP7自动张紧轮系设计为例，轮系布置如图3所示，布置参数如表1所示。

图3 皮带传动示意图

图4 槽轮和平带轮示意图

表1 WP7自动张紧轮系布置参数

2.2 发动机多楔带的设计

汽车发动机带轮传动带型一般选择PK带。为了保证传动带的使用寿命，带的有效直径越大，对传动带寿命越有利。对于PK型多楔带，一般其带轮最小有效直径不小于50 mm，反面传动时最小有效直径为70 mm。另外，过大的带轮直径会使其圆周速度较大，带所受到的离心力过大，相当于减小了带的张紧力，甚至会造成带打滑或引起横滚，使带脱离带轮沟槽；带轮的位置应使其获得合适的包角，这一点对小带轮尤为重要；传动带的张力越小，对其寿命越有利。

公司所用的EPDM多楔带单楔所能传递的功率大约为2.5 kW，曲轴皮带轮（主动轮）最大功率为23 kW，因此选择10楔的多楔带。

由初始带轮的相对位置及其几何关系计算得到皮带的有效长度Le=1 970 mm，按照国家标准GB 13552-2008[15]中表3的要求，带长及极限偏差为1970mm±9mm。

2.3 带轮包角计算

各带轮包角大小是通过前端轮系布局图测量而得，包角是带轮两边皮带（切线）方向的夹角，一般使用包角×楔数的数值，WP7自动张紧轮轮系包角结果如表2所示。

表2 带轮包角（°）

根据设计要求，带轮的包角不小于表3规定的数值[16]。如果包角偏小，则需要重新确定带轮的有效直径或者调整带轮的位置，也可以通过增加惰轮，或者调节张紧轮的方法来增加包角。

从表2可知，发动机的主动轮（曲轴皮带轮）及从动轮的包角（包角×楔数）都大于表3中的数值，故各带轮包角和大小满足使用要求，即各轮布局是合理的。例如，轮系设计中发电机（包角×楔数）结果为1 461.3°，满足表3中不小于825°的设计要求。

表3 （多楔带）包角×楔数的最小限值（°）

同时，曲轴处于最高转速（2 300 r/min）条件下，计算皮带线速度：

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

一般情况下，PK型多楔带的速度不超过50 m/s，上述计算结果满足这一要求。

2.4 张紧轮预紧力的计算

各带轮功率消耗如图5所示，根据带轮功率消耗计算出不同发动机转速下的皮带受力情况。

图5 附件消耗功率曲线

皮带的预紧力是保证轮系可靠运行的必要条件，预紧力过大会使皮带寿命降低，预紧力不足则会产生打滑。预紧力计算是根据附件功率确定的，方法如下。

附件设计功率Pd，皮带有效拉力F：

式中：F为克服附件阻力，使带轮转动的有效拉力，N；Pd为附件设计传动功率，W；V为皮带速度，m/s；dp为主动轮节圆直径，mm；n为主动轮转速，r/min。

皮带预紧力：

①紧边拉力F1=FKr/（Kr-1）+mV2，Kr=eμa

式中，Kr为表楔合系数；μ为摩擦系数，取0.5；α为包角，（°）；m为多楔带单位皮带质量，一般取0.017 kg/m。

②松边拉力，采用自动张紧轮的轮系，是以张紧轮所在段的松边拉力为皮带预紧力，自动张紧轮在正常工作时要偏转一定角度，皮带受力由张紧轮偏角决定。本文选择的张紧轮正常工作时皮带的受力为500 N。

以曲轴皮带轮为例计算，发动机转速为2 100 r/min时，由图5可知，带轮消耗功率为22.5 kW，考虑1.2的安全系数设计，消耗功率按照27 kW计算，表2中曲轴带轮包角为207.27°。

线速度V=πdpn/60000=π×280×2100/60000=30.79 m/s，有效拉力F=Pd/v=877 N，楔合系数Kr=e0.5×207.27/180×π=6.1，紧边张力F1=877×6.1/（6.1-1）+0.017×30.792= 1 210 N。

同理，结合发动机转速分布及各个带轮的消耗功率值，计算得出该轮系各个带轮的名义张力。本设计多楔带承受的张力限值为2 500 N，从计算结果看，皮带张力都在许可范围。按照EPDM材料、环境温度80℃、时速60 km/h估算，皮带寿命大约为20万km，满足使用要求。2.5自动张紧轮位置确定

张紧轮在轮系布置中有4个位置需要明确：

1）名义位置。此位置确定了皮带有效驱动长度的名义值，表1中张紧轮滑轮坐标即为名义位置时的坐标；

2）长、短皮带位置。依据皮带名义尺寸的公差确定最长、最短皮带长度对应的自动张紧轮臂位置；

3）皮带延伸位置。按最长公差皮带长度，皮带磨损条件下对应的自动张紧轮臂位置；

4）自由位置。当取下皮带时，自动张紧轮摆动到的位置。

自动张紧轮的滑轮在轮系中的布局位置，考虑在皮带延伸位置时，所受的径向载荷方向与臂的夹角（如图6所示）必须大于25°，原因是为防止张紧轮的径向载荷方向与臂线平行，出现顶死而张紧器不工作，同时张紧器臂有震断的失效风险。同时，张紧轮在工作工程中，自身的摆动幅度不能超过5°。本文设计的张紧轮在不同位置时，皮带受力的载荷方向与张紧臂夹角均能满足上述设计要求。

2.6 轮系性能试验及可靠性试验

1）轮系性能试验。性能试验证明发动机正常，不存在打滑现象，输出电压、电流满足使用要求，对发动机无不良影响。

图6 张紧轮受力方向示意图

2）可靠性试验。发动机进行了250 h共振耐久和1 000 h循环耐久试验，耐久试验过程中，发动机及轮系未出现故障。拆检结果证明，整机及新设计的零件无漏水、破损、裂纹、变形等现象，多楔带也没有异常磨损、断裂问题。经这种极端试验条件下的多楔带，可在整车上运行10万km以上，大大高于V带（2～3）万km的水平。

3 结论

通过WP7轮系的设计试验验证，表明提出的设计方法跟传统的轮系设计理论相比，能全面细致地考虑影响轮系运行的各种因素，大大提高轮系的设计技术水平和整机可靠性，从而有效缩短轮系的开发验证周期。

[1]刘贵富.采用内侧张紧轮时普通V带传动工况分析[J].工业技术经济，1998，19（6），132-133.

[2]刘际仁，葛红.多楔带自动张紧器简介[J].内燃机，2005（2）: 46-49.

[3]吴昕.多楔带轮系的布置、计算和寿命分析[J].汽车技术，1997（2）:5-11.

[4]李承谦.柴油机前端附件驱动系统的设计[J].柴油机设计与制造，2008，15（1）:14-15.

[5]赵晓芬，周盛，郑志镇.UG二次开发在皮带轮设计中的应用[J].煤矿机械，2008，29（12）:194-196.

[6]毕来文，张宇，蔡乐，等.发动机前端轮系传动系统:20132038 4935.5[P].2013-12-18.

[7]毕来文，张宇，韩继武，等.一种发动机前端轮系:20132027 5284.6[P].2013-12-11.

[8]毕来文，韩继武，殷怀彪，等.船用发动机前端轮系:20132055 3181.1[P].2014-03-12.

[9]毕来文，蔡乐，张文通，等.客车用柴油机前端轮系:20132045 8610.7[P].2014-02-26.

[10]陈翠云，刘源，张文通，等.一种柴油机前端轮系:201420227 818.2[P].2014-10-01.

[11]韩继武，毕来文，张文通，等.柴油机前端轮系:20142082972 5.7[P].2015-07-08.

[12]韩继武，毕来文，张文通，等.一种发动机前端轮系:2014208 26853.6[P].2015-07-08.

[13]韩继武，毕来文，张文通，等.发动机前端轮系传动系统: 201520294499.1[P].2015-10-07.

[14]韩继武，毕来文，张文通，等.双发电机前端轮系传动系统: 201520294500.0[P].2015-10-07.

[15]中国石油和化学工业协会.汽车多楔带:GB 13552-2008[S].北京：中国标准出版社，2008:12.

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，硕士；主任工程师；主要从事商用车的动力总成、发动机系统及零部件匹配研究工作。