韋善景，闕愛華，李露露，梅 夏

米勒循環(huán)混動(dòng)專用發(fā)動(dòng)機(jī)凸輪型線優(yōu)化設(shè)計(jì)

韋善景，闕愛華，李露露，梅 夏

（上汽通用五菱汽車股份有限公司，廣西 柳州 545007）

為了改善發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲、振動(dòng)與聲振粗糙度（NVH）性能和配氣機(jī)構(gòu)耐久性能，應(yīng)用GT-POWER軟件對米勒循環(huán)混動(dòng)專用發(fā)動(dòng)機(jī)的凸輪型線進(jìn)行選型仿真，并利用Ricardo VALDYN軟件對配氣機(jī)構(gòu)單閥系的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)進(jìn)行分析，研究凸輪型線各項(xiàng)參數(shù)對配氣機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)過程的影響，并對凸輪型線進(jìn)行優(yōu)化。優(yōu)化凸輪型線后仿真結(jié)果如：彈簧中心點(diǎn)振動(dòng)位移為1.28 mm、凸桃與挺柱間接觸應(yīng)力為695 MPa、凸桃與挺柱接觸線偏心量為12.5 mm。研究結(jié)果表明，增加凸輪型線正加速度跨度（1+2+3），彈簧中心點(diǎn)振動(dòng)位移減??；減小1跨度，凸桃與挺柱間接觸應(yīng)力減?。辉龃笸馆喰途€等速區(qū)域跨度4，凸桃與挺柱接觸線偏心量減小。

混動(dòng)專用發(fā)動(dòng)機(jī)；凸輪型線；NVH性能；配氣機(jī)構(gòu)

隨著汽車競爭日漸激烈，高性能發(fā)動(dòng)機(jī)已經(jīng)成為每個(gè)汽車廠家技術(shù)發(fā)展的必然選擇。配氣機(jī)構(gòu)作為發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)排氣控制機(jī)構(gòu)，是氣缸氣密性保證的重要組件，在發(fā)動(dòng)機(jī)開發(fā)中扮演著舉足輕重的角色。

目前市場上很多主機(jī)廠對配氣機(jī)構(gòu)的研究僅限于運(yùn)動(dòng)學(xué)分析，然而，配氣機(jī)構(gòu)工作過程中存在彈性變形，容易造成傳動(dòng)的脫節(jié)，增大振動(dòng)、噪聲[1]和磨損。所以，運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真無法滿足配氣機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)要求。為了更好規(guī)避上述問題，本文引進(jìn)動(dòng)力學(xué)分析方法，基于運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真基礎(chǔ)，搭建配氣機(jī)構(gòu)多體動(dòng)力學(xué)模型進(jìn)行分析，更加準(zhǔn)確地描述配氣機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)[2]。仿真過程中針對配氣機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)和運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真結(jié)果進(jìn)行分析，如不合理，則需及時(shí)對其進(jìn)行設(shè)計(jì)優(yōu)化，直到仿真結(jié)果滿足要求，這樣可以減小發(fā)動(dòng)機(jī)開發(fā)周期。受到總布置限制，配氣機(jī)構(gòu)其他零件設(shè)計(jì)變更成本較高，凸輪型線的設(shè)計(jì)較為靈活，因此，凸輪型線優(yōu)化設(shè)計(jì)成為配氣機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)優(yōu)化的重要手段[3]。

本文以米勒循環(huán)混動(dòng)專用發(fā)動(dòng)機(jī)為例展開研究，以發(fā)動(dòng)機(jī)缸內(nèi)壓力和氣道壓力作為邊界條件，通過優(yōu)化凸輪型線，減小氣門運(yùn)動(dòng)過程中的加速度從而達(dá)到減小各個(gè)運(yùn)動(dòng)部件之間的應(yīng)力。同時(shí)，優(yōu)化過程中兼顧凸輪型線的豐滿度，提升發(fā)動(dòng)機(jī)充氣效率，最終獲得一條同時(shí)滿足配氣機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)和發(fā)動(dòng)機(jī)性能要求的凸輪型線。

1 凸輪型線選型

首先，利用GT-POWER軟件對發(fā)動(dòng)機(jī)性能進(jìn)行模擬仿真，仿真中初始的進(jìn)排氣凸輪型線來源數(shù)據(jù)庫中的對標(biāo)機(jī)型。之后，以凸輪型線最大升程和跨度作為參數(shù)變量，以發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩、功率以及最低油耗等參數(shù)作為目標(biāo)值進(jìn)行選型，選出滿足發(fā)動(dòng)機(jī)性能的最優(yōu)型線。最后，對所選的凸輪型線進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)仿真分析。在之前的研究中發(fā)現(xiàn)凸輪型線跨度改變對發(fā)動(dòng)機(jī)性能影響大于最大升程改變。所以本文主要研究的是凸輪型線跨度影響。為獲得充足的充氣效率，所選的型線的豐滿系數(shù)保證在0.58左右。

選型中所選的三組進(jìn)排氣凸輪型線組合對比如表1所示。

表1 凸輪型線組合

組合1組合2組合3 進(jìn)氣凸輪型線7.2(170 deg)6.5(155 deg)6(150 deg) 排氣凸輪型線7.5(196 deg)7.3(188 deg)7.2(180 deg)

注：跨度指的是氣門升程在開啟1 mm到關(guān)閉1 mm之間曲軸轉(zhuǎn)角。

在凸輪型線選型同時(shí)進(jìn)行可變氣門正時(shí)（Var- iable Valve Timing, VVT）角度仿真標(biāo)定。首先，利用運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真，大致確認(rèn)VVT最初調(diào)節(jié)范圍，即進(jìn)氣VVT大于430 deg；排氣VVT小于298 deg。然后聯(lián)合GT-POWER和Isight軟件對每個(gè)轉(zhuǎn)速下最優(yōu)VVT進(jìn)行求解。最終確定VVT最終調(diào)節(jié)角度如表2所示。

表2 各轉(zhuǎn)速下VVT優(yōu)化結(jié)果

類別VVT角度/deg 1 000 r/min2 000 r/min3 000 r/min4 000 r/min5 000 r/min5 400 r/min 進(jìn)氣439436445460450449 排氣270274291271285289

性能仿真結(jié)果如圖1－圖3所示，組合2的型線在低轉(zhuǎn)速時(shí)扭矩和功率較好，組合3油耗更優(yōu)，綜合考慮最終選擇了組合2，并對其進(jìn)行單閥系運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)分析。

圖1 發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩結(jié)果

圖2 發(fā)動(dòng)機(jī)功率結(jié)果

圖3 發(fā)動(dòng)機(jī)油耗結(jié)果

2 模型搭建

2.1 運(yùn)動(dòng)學(xué)模型搭建

配氣機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真是將各個(gè)運(yùn)動(dòng)部件視為剛性體，并對其運(yùn)動(dòng)規(guī)律進(jìn)行分析研究。主要分析運(yùn)動(dòng)過程中的加速度、速度、躍度、豐滿度以及潤滑情況等[4]，搭建如圖4所示的模型，模型主要輸入?yún)?shù)為各部件尺寸、質(zhì)量、潤滑油屬性。

圖4 運(yùn)動(dòng)學(xué)分析模型

2.2 動(dòng)力學(xué)模型搭建

搭建多質(zhì)量動(dòng)力學(xué)仿真模型，通過多個(gè)質(zhì)量點(diǎn)描述單個(gè)零件，盡可能多地反映出配氣機(jī)構(gòu)各零部件之間的動(dòng)力學(xué)特性，更準(zhǔn)確描述配氣機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)規(guī)律[5]，圖5為單閥系動(dòng)力學(xué)分析模型。動(dòng)力學(xué)模型除了要考慮各個(gè)質(zhì)點(diǎn)的質(zhì)量外，還要多考慮各個(gè)模塊的剛度和阻尼。

3 計(jì)算結(jié)果和分析

3.1 運(yùn)動(dòng)學(xué)分析結(jié)果

從圖6運(yùn)動(dòng)學(xué)結(jié)果可知，進(jìn)氣凸輪軸與挺柱接觸線偏心量為14.2 mm，超出挺柱邊沿，容易造成凸桃損壞。

圖6 接觸線偏心距離

3.2 動(dòng)力學(xué)分析結(jié)果

從圖7的動(dòng)力學(xué)結(jié)果可知，進(jìn)排氣彈簧振動(dòng)過大，最大位移為1.75 mm，位移偏大會(huì)造成彈簧的疲勞損壞，同時(shí)造成彈簧力的不穩(wěn)定，影響發(fā)動(dòng)機(jī)的氣密性。

圖7 彈簧振動(dòng)位移

從圖8的動(dòng)力學(xué)結(jié)果可知，排氣凸桃與挺柱之間的應(yīng)力為850 MPa，接觸應(yīng)力過大，容易造成凸桃磨損，從而造成氣門運(yùn)動(dòng)的不準(zhǔn)確，引起噪聲、振動(dòng)與聲振粗糙度（Noise, Vibration, Harshness, NVH）問題。

圖8 凸桃接觸應(yīng)力

結(jié)合運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)分析結(jié)果，進(jìn)氣側(cè)閥系分析主要是存在接觸線偏移量大和彈簧中點(diǎn)振動(dòng)位移大的問題，排氣側(cè)閥系分析主要存在凸輪接觸應(yīng)力大和彈簧中點(diǎn)振動(dòng)位移大的問題，最終，嘗試通過優(yōu)化凸輪型線來滿足設(shè)計(jì)要求。

4 凸輪型線優(yōu)化

4.1 凸輪型線設(shè)計(jì)方法

依照如圖9所示的優(yōu)化流程對凸輪型線進(jìn)行優(yōu)化，凸輪型線主要分為緩沖段和工作段，緩沖段設(shè)計(jì)主要為了消除間隙和單閥系各部件的剛性變形量，保證凸輪與挺柱平穩(wěn)的接觸，緩沖段有四種設(shè)計(jì)形式：等速度、等加速、等躍度、變加速[6]。直驅(qū)汽油發(fā)動(dòng)機(jī)緩沖段通常采用的是等速度設(shè)計(jì)方法，它的優(yōu)點(diǎn)為同個(gè)轉(zhuǎn)速下不同循環(huán)氣門開啟時(shí)刻的速度一樣，有利于減小振動(dòng)噪聲以及磨損[7]。

圖9 凸輪型線設(shè)計(jì)優(yōu)化過程

工作段設(shè)計(jì)準(zhǔn)則：1）保證良好充氣性能；2）減小振動(dòng)和噪聲；3）保證良好的潤滑；4）減小接觸應(yīng)力[8]。工作段設(shè)計(jì)主要把凸輪型線半邊的加速度曲線分成6段，采用分段函數(shù)的設(shè)計(jì)方法見式（1）和圖10。

式中，為凸輪型線升程，m；1－5為多項(xiàng)式系數(shù)；為初始角度，deg；θ為各段加速度寬度，deg。

圖10 分段加速度示意圖

4.2 凸輪型線優(yōu)化過程

針對接觸線偏移量大問題做如下優(yōu)化：由式（2）可知接觸線偏移量與挺柱運(yùn)動(dòng)速度的數(shù)值相等，減小凸輪型線最大速度便可以優(yōu)化接觸線偏心量，增大4可以快速有效減小挺柱速度從而減小偏心量。

式中，為瞬態(tài)偏心量，mm；0為挺柱瞬態(tài)速度，mm/s；為凸輪軸轉(zhuǎn)速，r/min；0'()為挺柱升程的一階導(dǎo)數(shù)。

針對彈簧中心點(diǎn)振動(dòng)位移過大問題，將正速度的跨度1+2+3值增大。然而正加速度跨度增加，負(fù)加速度跨度勢必減小，造成型線豐滿度降低。所以，不可以無限增大1+2+3值，適當(dāng)調(diào)整正加速度的跨度即可。

接觸應(yīng)力計(jì)算公式如式（3）所示，經(jīng)過分析得出接觸應(yīng)力大是由于凸桃桃尖加速度大造成的[9]，通過調(diào)節(jié)正加速度段間隔1來減小型線最大加速度，從而達(dá)到減小應(yīng)力作用。然而如果減小1太多會(huì)使得油膜厚度太薄和配氣機(jī)構(gòu)NVH變差。

式中，N為接觸法向力；為材料彈性模量；為接觸寬度；F為從動(dòng)件半徑；為凸輪型線半徑。

經(jīng)過分析后得到的優(yōu)化前后參數(shù)對比如表3所示。

表3 凸輪型線優(yōu)化對比

θ1θ2θ3θ4 進(jìn)氣優(yōu)化前10390 進(jìn)氣優(yōu)化后104135 排氣優(yōu)化前122140 排氣優(yōu)化后84180

4.3 優(yōu)化后仿真分析結(jié)果

由圖11－圖13可知，優(yōu)化后的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)分析結(jié)果：進(jìn)氣型線接觸線偏移量減小至 12.5 mm；彈簧中點(diǎn)振動(dòng)最大位移降至1.28 mm；排氣接觸應(yīng)力降到了695 MPa，滿足設(shè)計(jì)要求。

圖11 接觸線偏心距離

圖12 彈簧振動(dòng)位移

圖13 凸桃接觸應(yīng)力

5 試驗(yàn)驗(yàn)證

優(yōu)化型線后的凸輪軸制作成樣件裝機(jī)，進(jìn)行發(fā)動(dòng)機(jī)性能和耐久試驗(yàn)，性能試驗(yàn)最終結(jié)果與仿真結(jié)果接近（見圖14），扭矩值相差在5%以內(nèi)，功率值相差在8%范圍以內(nèi)。耐久試驗(yàn)之后配氣機(jī)構(gòu)的各部件磨損情況正常。

6 結(jié)論

在分段式凸輪型線設(shè)計(jì)過程中：

1）增大型線等速區(qū)域跨度4可以減小挺柱和凸桃之間接觸線偏心量。

2）增大型線正加速度跨度（1+2+3）可以減小彈簧中點(diǎn)振動(dòng)位移。

3）減小型線跨度1可以減小凸桃與挺柱間接觸應(yīng)力。

[1] 郭常立,張保成,馬艷艷.發(fā)動(dòng)機(jī)頂置凸輪軸配氣機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)分析[J].現(xiàn)代車用動(dòng)力,2007(4):32-34.

[2] 周曉斌.發(fā)動(dòng)機(jī)配氣機(jī)構(gòu)振動(dòng)噪聲仿真研究[D].重慶:重慶大學(xué),2016.

[3] 白軍愛,王旭蘭,王紅麗,等.雙頂置凸輪軸配氣機(jī)構(gòu)計(jì)算及優(yōu)化[J].內(nèi)燃機(jī)與配件,2021(21):3-4.

[4] 楊樹彬.大功率柴油機(jī)配氣機(jī)構(gòu)凸輪型線設(shè)計(jì)和動(dòng)力學(xué)仿真[D].太原:中北大學(xué),2019.

[5] 劉洪建,白書戰(zhàn),李振寧,等.考慮凸輪軸變形的配氣機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)分析[J].車用發(fā)動(dòng)機(jī),2018(5):20-25.

[6] 王任信,王菁.輕型柴油機(jī)凸輪型線設(shè)計(jì)參數(shù)優(yōu)化[J].裝備制造技術(shù),2021(11):57-61,72.

[7] 張健.發(fā)動(dòng)機(jī)配氣機(jī)構(gòu)凸輪型線設(shè)計(jì)及動(dòng)力學(xué)研究[D].太原:太原理工大學(xué),2010.

[8] 尚漢冀.內(nèi)燃機(jī)配氣機(jī)構(gòu)凸輪機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)與計(jì)算[M].上海:復(fù)旦大學(xué)出版社,1988.

[9] 曹慧穎,王強(qiáng),陳庚.基于多體動(dòng)力學(xué)的閥系接觸應(yīng)力分析[J].汽車實(shí)用技術(shù),2017,42(15):117-119.

Optimization Design of Cam Profile for Miller Cycle Hybrid Special Engine

WEI Shanjing, QUE Aihua, LI Lulu, MEI Xia

( SAIC GM Wuling Automobile Company Limited, Liuzhou 545007, China )

In order to improve engine noise, vibration, harshness (NVH) performance and valve train durability,GT-POWER software is used to make the simulation analysis of the cam profile selection of miller cycle hybrid engine. After that the Ricardo VALDYN software is used to analyze the kinematics and dynamics of valve train to study that how the parameters of cam profile influences the movement of valve train, at last optimization the cam profile. After optimization, the vibration displacement of middle point of spring is 1.28 mm; the contact stress between cam and tapper is 695MPa,the eccentricity of contact line between cam and tapper decreases to 12.5 mm. It shows that the span of positive acceleration (1+2+3) increases, the vibration displacement of middle point of spring decreases.when the1decreases, the contact stress between cam and tapper decreases.The eccentricity of contact line between cam and tapper decreases when the span of the cam profile in constant velocity region (4)increases.

Hybrid specialengine; Cam profile; NVH performance; Valve train

U464

A

1671-7988(2023)19-92-06

10.16638/j.cnki.1671-7988.2023.019.018

韋善景（1989－），男，研究方向?yàn)榛靹?dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)及NVH仿真，E-mail:shanjing.wei@sgmw.com.cn。