第６期　客车技术与研究　ＢＵＳ＆Ｃ０ＡＣＨ　ＴＥＣＨＮ０ＬｏＧＹ　ＡＮＤ　ＲＥＳＥＡＲＣＨ　

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）　

摘　要：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　中图分类号：Ｕ４６４　文献标志码：Ｂ　文章编号：１００６—３３３１（２０１６）０６—００２９—０４　Ｄｅｓｉｇｎ　ｏｎ　Ａｕｔｏｍａｔｉｃ　Ｔｅｎｓｉｏｎｅｒ　Ｓｙｓｔｅｍ　ｏｆ　Ｅｎｇｉｎｅ　Ｂｅｌｔ　Ｄｒｉｖｅ　ＷａｎｇＤｅｃｈｅｎｇ，ＺｈａｎｇＷｅｎｔｏｎｇ，ＭａＧｕａｎｇｚｈｅｎｇ，ＺｈａｎｇＭｅｎｇｙａｎｇ，Ｂｉ　Ｌａｉｗｅｎ　（Ｗｅｉｃｈａｉ　Ｐｏｗｅｒ　Ｃｏ．，Ｌｔｄ，Ｗｅｉｆａｎｇ　２６１０６１，Ｃｈｉｎａ）　Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｆｏｒ　ｔｈｅ　ｐｒｏｂｌｅｍ　ｏｆ　ｉｎｓｕｆｆｉｃｉｅｎｔ　ｃｏｎｓｉｄｅｒａｔｉｏｎ　ｏｆ　ｆａｃｔｏｒｓ　ａｆｆｅｃｔｉｎｇ　ｗｈｅｅｌ　ｓｙｓｔｅｍ　ｒｅｌｉａｂｉｌｉｔｙ　ｉｎ　ｄｅｓｉｇｎ　ｐｒｏｃｅｓｓ　ｏｆ　ｔｒａｄｉｔｉｏｎａｌ　ｂｅｌｔ　ｗｈｅｅｌ　ｓｙｓｔｅｍ，ｔｈｅ　ａｕｔｈｏｒｓ　ａｎａｌｙｚｅ　ｔｈｅ　ｗｏｒｋｉｎｇ　ｐｒｉｎｃｉｐｌｅ　ｏｆ　ａｕｔｏｍａｔｉｃ　ｔｅｎｓｉｏｎｅｒ，ｐｕｔ　ｆｏｒｗａｒｄ　ａ　ｓｅｔ　ｏｆ　ａｕｔｏｍａｔｉｃ　ｔｅｎｓｉｏｎｅｒ　ａｒｒａｎｇｅｍｅｎｔ　ａｎｄ　ｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ　ｍｅｔｈｏｄｓ，ａｎｄ　ａｐｐｌｙ　ｔｈｅｍ　ｔｏ　ｔｈｅ　ｄｅｓｉｇｎ　ｏｆ　ａｕｔｏｍａｔｉｃ　ｔｅｎｓｉｏｎｅｒ　ｓｙｓ—　ｔｅｍ　ｆｏｒ　Ｗｆｙ７　ｓｅｒｉｅｓ　ｅｎｇｉｎｅｓ．　Ｋｅｙ　ｗｏｒｄｓ：ｅｎｇｉｎｅ；ａｕｔｏｍａｔｉｃ　ｔｅｎｓｉｏｎｅｒ；ｂｅｌｔ　ｄｒｉｖｅ；ｐｏｌｙ－ｒｉｂ　ｂｅｌｔ　

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Ｉｌ】，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【２Ｊ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【　，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－　４１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。　

昌　乏　

摇臂旋转方向　图１　自动张紧轮机构示意图　

０　１ｌ３８　２．７７　４　１５　８－３１　ｌ１．１　１３　８　１６．６　１８　２０．８　２２＿２　２３．５　２４．９　角度／（。）　图２自动张紧轮特性曲线　

作者简介：王德成（１９７８一），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。　客车技术与研究　２０１６年１２月　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／ｌｑ／ｌｑ。　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　名称　Ｘ轴／ｍｍ　Ｙ轴／ｍｍ　带轮直径／ｍｍ　带轮类型　曲轴ＣＲＫ　Ｏ　Ｏ　２８０　槽轮　惰轮ＩＤＲ１　０　２８６　１ｏｏ　槽轮　惰轮ＩＤＲ２　－１２４．６２　２９０　７９　平轮　发电机Ａｌｔ　一３０２．０８　４５６．０４　５４　槽轮　水泵Ｗ—Ｐ　－２６３．７８　２６０　１５Ｏ　槽轮　张紧轮ＴＥＮ　一１５３．７１　１６５．２４　７５　平轮　

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５０ｌＴｌｎｌ，反面传动时最小有效直径为７０ＩＴＩＩＴＩ。　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　＝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１　９７０　ｍｍ±９　ｍｍ。　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　（。）　曲轴　惰轮　惰轮　发电机　水泵　张紧轮　ＣＲＫ　ＩＤＲ１　ＩＤＲ２　ＡＩｔ　Ｗ－Ｐ　ＴＥＮ　

包角　２０７－２７　１１５．６９　１０３．０ｌ　１４６．１３　１０２．８９　１Ｏ８．９７　包角×楔数　２０７２．７　１　１５６．９　１　０３０．１　１　４６ｌ－３　１　０２８．９　１　０８９．７　

根据设计要求，带轮的包角不小于表３规定的数　值ｎ６］。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，　第６期　王德成，张文通，马广正，等：发动机皮带传动自动张紧轮系的设计　３１　轮系设计中发电机（包角Ｘ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　（。）　一般负荷　大负荷　带轮　楔面　背面　楔面　背面　发电机≤６５Ａ　４８０　不推荐　６００　不推荐　发电机＞６５Ａ　６６０　不推荐　８２５　不推荐　动力转向泵　５１０　不推荐　６４０　不推荐　空调压缩机　５４０　不推荐　６７５　不推荐　水泵　３００　４５０　３７５　５６５　水泵＋风扇　４８０　７２０　６０ｏ　９ｏ０　真空泵　１８０　２７０　２２５　３４０　空压机　１８Ｏ　２７０　２２５　３４０　曲轴　１　０８０　不推荐　ｌ　３５０　不推荐　同时，曲轴处于最高转速（２　３００　ｒ／ｍｉｎ）条件下，计算　皮带线速度：　Ｖ…＝１『×ｄｐ￣ｎ／６０　０００＝３．１４×２８０×２　３００／６００００＝　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。　２５　２０　１５　１０　５　０　７００　９【儿Ｊ　¨Ｏ０　ｌ３【儿Ｊ　ｌ　【儿Ｊ　ｌ　７ｕＵ　ｌ９００　２ｌＵｕ　２３００　＂４－－曲轴ＣＲＫ－￣－一惰轮１ＤＲ１　发电机Ａｈ－米－水泵ｗ—Ｐ　转速／（ｒ／ｍｉｎ）　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　，皮带有效拉力Ｆ：　／Ｖ；　＝盯ｄｐｎ／６００００　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；　为主动　轮节圆直径，ｍｍ；ｒｔ为主动轮转速，ｒ／ｒａｉｎ。　皮带预紧力：　①紧边拉力Ｆ　＝　／（Ｋ，－１）＋ｍＶ　，Ｋｒ＝　式中，Ｋ　为表楔合系数；　为摩擦系数，取０．５；ｏｒ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　叮Ｔｄｐｒｄ６００００＝百Ｘ２８０Ｘ２１００／６００００＝３０．７９　ｍ／ｓ，有效拉力　／ｖ＝８７７　Ｎ，楔合系数ｇｒ＝ｅ　２０７．ＴＩＩ啪～　

＝６．１，紧边张力Ｆ１＝８７７　Ｘ　６．１／（６．１－１）＋０．０１７　Ｘ　３０．７９　＝　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￣Ｃ、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。