李偉軍 李周裕 張小虎 李兆建

(上海汽車集團股份有限公司)

0 引言

燃油泵凸輪是直噴式汽油機不可或缺的零件，其位于進氣凸輪軸上，在正時驅(qū)動系統(tǒng)的作用下驅(qū)動高壓油泵挺柱，在高壓油泵內(nèi)產(chǎn)生發(fā)動機所要的燃油噴射壓力，并在正常燃油噴射及VVT調(diào)節(jié)后仍能維持油軌壓力，控制壓力波動，是發(fā)動機正常工作的保證。

燃油泵凸輪在進氣凸輪軸上的布置是其設計的關鍵所在，直接決定了正時驅(qū)動系統(tǒng)的可靠性〔1〕。筆者在曲軸動力學和配氣系統(tǒng)動力學的基礎上建立了正時驅(qū)動系統(tǒng)多體動力學模型〔2－3〕，對比分析了不同燃油泵凸輪相位偏角對正時鏈條和液壓張緊器動態(tài)響應的影響，得到了最有利的發(fā)動機燃油泵凸輪布置方案，對燃油泵凸輪設計具有一定的指導意義。

1 燃油泵類型及布置

如圖1所示，常用的燃油泵凸輪有兩凸桃式、三凸桃式和四凸桃式。隨著燃油噴射系統(tǒng)對壓力的要求越來越高，兩凸桃式驅(qū)動凸輪由于供給流量低、油軌壓力波動大的特點已被棄用，而相對于三凸桃式燃油泵凸輪，四凸桃式能夠在相對較低的凸輪升程下提供足夠的燃油流量、維持較小的油軌壓力波動，逐漸成為主流的設計方向。

燃油泵凸輪一般布置在進氣凸輪軸后端，其布置相對于氣門凸輪有一定的相位偏移。如圖2，四缸發(fā)動機的點火順序是4－2－1－3，360°曲軸轉(zhuǎn)角為1缸點火上止點位置，氣門凸輪最大升程位置相對于點火上止點位置滯后角度α，由于對特定的發(fā)動機該角度是固定的，因此，燃油泵相位也可以用相對氣門最大升程位置的滯后角β表示。燃油泵相位選取是燃油泵設計的關鍵點之一，直接決定了配氣正時驅(qū)動系統(tǒng)的驅(qū)動力矩、耐久性和工作平順性。

2 配氣正時驅(qū)動系統(tǒng)及CAE模型

表1是本研究采用發(fā)動機的主要參數(shù)，β是初始設計參數(shù)，在發(fā)動機試驗驗證過程中多次出現(xiàn)鏈條斷裂失效，本研究將通過CAE分析來改進初始設計。

圖3 配氣正時驅(qū)動系統(tǒng)

圖3是配氣正時驅(qū)動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)圖及多體動力學模型圖。驅(qū)動系統(tǒng)主要由曲軸鏈輪、凸輪軸鏈輪、正時鏈條張緊器、張緊軌，固定導軌、上導軌和正時鏈條，其中凸輪軸鏈輪均是40齒，曲軸鏈輪20齒，正時鏈條張緊器為液壓式。圖3(b)是正時驅(qū)動系統(tǒng)多體動力學模型示意圖，其中曲軸轉(zhuǎn)速波動、進排氣凸輪軸驅(qū)動力矩和燃油泵驅(qū)動力矩作為激勵加載在正時驅(qū)動系統(tǒng)CAE模型中。曲軸振動、進排氣凸輪軸驅(qū)動力矩和燃油泵驅(qū)動力矩隨時間的變化分別由曲軸動力學、配氣系統(tǒng)動力學和燃油泵動力學單獨計算得出。

圖4 曲軸振動和凸輪軸驅(qū)動力矩

圖5 不同燃油泵偏移角γ下的燃油泵驅(qū)動扭矩

圖4(a)為不同轉(zhuǎn)速下，曲軸轉(zhuǎn)速波動結(jié)果，其作為正時驅(qū)動系統(tǒng)CAE計算的邊界條件，從圖中可以看出，在1000rpm時，曲軸扭振幅值較大，主要表現(xiàn)為較大的曲軸滾振，隨著轉(zhuǎn)速提高，在曲軸減震器的作用下，振動幅值減小，主要表現(xiàn)為扭振。圖4(b)是進氣凸輪軸 (含燃油泵)的驅(qū)動力矩，在1000rpm時驅(qū)動力矩峰值為8N.m，在6800rpm高達16N.m。值得注意的是，不同燃油泵布置會導致燃油泵驅(qū)動力矩發(fā)生相位偏移，這也會導致進氣凸輪軸 (含燃油泵)驅(qū)動力矩發(fā)生改變(如圖5)。圖4(c)是排氣凸輪軸的驅(qū)動力矩，在1000rpm時最大驅(qū)動力矩達12N.m，隨著轉(zhuǎn)速提高，最大驅(qū)動力矩位置發(fā)生偏移，最大值略有下降。

3 CAE改進設計結(jié)果與分析

從圖2可以看出，原設計中氣門最大升程和燃油泵凸輪最大升程時刻幾乎重合，此時會導致氣門驅(qū)動和燃油泵驅(qū)動扭矩峰值疊加，凸輪軸驅(qū)動力矩過大，因此可能出現(xiàn)驅(qū)動系統(tǒng)過載的情況。為了改善驅(qū)動系統(tǒng)的載荷情況，本研究在原設計的基礎上，定義了燃油泵相位偏移角γ=β－8°(即原設計為相位偏移基準)，并探求了不同燃油泵相位偏移角γ對驅(qū)動系統(tǒng)的影響。

過載是導致鏈條斷裂的直接因素，載荷大小決定了正時驅(qū)動系統(tǒng)的可靠性，是主要的考核指標之一。表2給出了γ=10°～80°時鏈條最大載荷情況。可以看出，在當前設計γ=0°時，鏈條最大載荷為2.27kN，隨著偏移角增加，最大載荷有所下降，在30°～40°時達到最小值，偏移角進一步增加，最大載荷增大，在70°～80°時達到最大。進一步的研究結(jié)果表明，偏移角30°和40°較為接近，在不同的轉(zhuǎn)速下，各有優(yōu)勢，偏移角70°和80°情況也類似。根據(jù)以上分析，可以將γ=30°定義為最優(yōu)設計，將γ=70°定義為最差設計。如圖5所示，隨著燃油泵凸輪發(fā)生偏移，燃油泵驅(qū)動力矩也發(fā)生相位偏移。

表2 不同偏移角時的鏈條最大載荷

結(jié)合圖2可知，當γ=30°時，燃油泵凸輪最大升程處于第4缸與第2缸氣門升程的重合區(qū)域，屬于氣門小升程階段，也即避開了氣門驅(qū)動最大扭矩段，從而可以降低鏈條載荷;當γ=70°時，燃油泵最大升程雖然避開了第4缸氣門最大升程，但是與第2缸氣門最大升程較接近，會導致鏈條載荷增加。圖6是不同燃油泵相位偏移角γ對應的正時驅(qū)動鏈條載荷，每個偏移角γ對應三條曲線，分別對應各轉(zhuǎn)速下的最大載荷、最小載荷和平均載荷。圖6(a)是鏈條緊邊載荷圖，鏈條緊邊載荷隨著轉(zhuǎn)速增加而上升，在5000～6000rpm時達到最大值，之后載荷隨轉(zhuǎn)速增加而下降。由于該鏈條能承受的極限載荷為2kN，γ=0°和γ=70°時，最大載荷已經(jīng)超過極限載荷，是應該避免的，而γ=30°時鏈條載荷大大降低，有利于提高正時驅(qū)動系統(tǒng)的可靠性。除此之外，鏈條的最小載荷也有所提高，意味著鏈條的載荷波動降低，鏈條受力均勻。圖5(b)和5(c)分別是凸輪軸間鏈條載荷和鏈條松邊載荷，載荷隨轉(zhuǎn)速的變化趨勢跟圖5(a)一致，同時在γ=30°時，鏈條載荷大大降低。

為進一步說明燃油泵相位偏移角γ對正時驅(qū)動系統(tǒng)的影響，本研究還比較了不同偏移角γ下的張緊器響應。圖7是不同燃油泵凸輪偏移角下張緊器的動態(tài)響應，發(fā)動機全轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，張緊器載荷、張緊器高壓油腔壓力和張緊器活塞位移對應三條曲線，分別是同最大值、最小值和平均值，張緊器活塞振動位移對應兩條曲線，是由張緊器活塞平均位移導出，分別是振動的正負幅值的最大值。從圖7可以看出，張緊器載荷、油腔壓力和活塞位移隨著轉(zhuǎn)速升高，在3000rpm以下緩慢上升，超過3000rpm后數(shù)值迅速增加，在5000rpm～6000rpm達到最大值，之后下降。原設計γ=0°的基礎上將燃油泵凸輪偏移γ=30°，張緊器載荷明顯降低，張緊器高壓油腔最大壓力大幅下降，同時張緊器載荷和油腔壓力波動降低，說明張緊器工作可靠性提高且更為平穩(wěn);同時從圖7(c)可以看出，張緊器活塞位移降低，說明鏈條的工作更為穩(wěn)定，對張緊器活塞的追隨性要求降低;張緊器的振動位移也有所降低，整個正時驅(qū)動系統(tǒng)振動減小，有利于改善工作平順性。

圖6 不同燃油泵周向偏移角γ的正時驅(qū)動鏈條載荷

4 結(jié)論

燃油泵凸輪相位對配氣正時驅(qū)動系統(tǒng)具有很大影響，當燃油泵凸輪最大升程位于兩氣門升程重合區(qū)域時，正時驅(qū)動鏈條和張緊器載荷低，張緊器動態(tài)響應弱，有利于系統(tǒng)可靠、穩(wěn)定地工作。可以推斷，四缸發(fā)動機采用四凸桃燃油泵凸輪設計比其他型式凸輪更有利。

圖7 不同燃油泵凸輪偏移角下張緊器的動態(tài)響應

〔1〕李百巖，陳椿芳.MBD機型燃油泵凸輪安裝提前角的確定.柴油機，2004增刊，201－202.

〔2〕劉波.發(fā)動機配氣機構(gòu)及鏈驅(qū)動正時系動力學分析〔C〕.中國內(nèi)燃機學會第八屆學術年會論文集，2008.

〔3〕盧小銳.發(fā)動機曲軸及正時帶系統(tǒng)的多體動力學研究〔D〕.天津:天津大學，2013.

〔4〕王忠，魏淼若，尹德斌，等.發(fā)動機正時鏈可靠性試驗臺的設計〔J〕.車用發(fā)動機，2010，(2).