弧形機械挺柱在汽油機上的研究與應用

（中國第一汽車股份有限公司研發總院 吉林 長春 130013）

引言

隨著油耗和排放法規的不斷升級，越來越多的汽油機應用米勒循環加高壓縮比的技術方案，以提升熱效率及抑制爆震，同時降低部分負荷工況下的泵氣損失，從而提升整車燃油經濟性。小排量增壓發動機為保證其動力性，增壓壓力較高，大負荷時的爆震傾向增大。相比傳統的奧拓循環，米勒循環通過進氣門早關EIVC 或進氣門晚關LIVC，降低發動機有效壓縮比從而維持膨脹比不變，在保證高幾何壓縮比的同時有效緩解爆震[1]。米勒循環降低了部分負荷的泵氣平均有效壓力，顯著降低了部分負荷工況時的油耗[2]。相比于LIVC，EIVC 在部分負荷工況下缸內傳熱損失更低，機械效率更高，對發動機油耗改善更明顯[3]。應用弧形挺柱，可以允許凸輪型線設計存在負曲率并增大挺柱的滑移范圍，凸輪型線設計更自由，更加輕松設計出小包角大升程EIVC 米勒循環凸輪型線。本文將一臺1.0L TD 汽油機由奧拓循環改為EIVC 米勒循環，研究其對動力性與經濟性的影響。

1 配氣機構單閥系分析

1.1 氣門機構參數

發動機氣門機構為雙頂置凸輪軸機構，進氣側為弧形機械挺柱見圖1，排氣側為平面機械挺柱。相比于平面機械挺柱，弧形機械挺柱與凸輪的接觸面是一個R50 mm 的弧面，凸輪有更大的滑移范圍。弧形挺柱允許凸輪型線有一定的負曲率，在進行凸輪型線設計時可以選用分段函數式型線，型線設計更加自由。進氣門機構主要參數見表1。

圖1 弧形機械挺柱氣門機構

表1 進氣門機構主要參數

1.2 單閥系氣門機構模型建立

基于EXCITE Timing Drive，搭建弧形挺柱進氣門單閥系模型，見圖2。該單閥系由凸輪軸、弧形挺柱、氣門桿、氣門座圈及氣門彈簧構成。單閥系模型為單自由度模型，所有元件都只有氣門升程方向一個自由度。在油膜單元輸入50，描述弧形挺柱頂端曲率半徑R50 mm，進行運動學與動力學計算。

圖2 弧形機械挺柱單閥系氣門機構模型

1.3 進氣凸輪型線設計

凸輪型線包含緩沖段和工作段2 部分。緩沖段可以補償氣門間隙以及預緊力和氣缸壓力造成的變形，減小氣門開啟和落座時的沖擊，降低氣門機構的振動噪聲及磨損情況。一般機械挺柱的緩沖段選用矩形等加速度形式，緩沖段高度設為0.35 mm，緩沖段末段速度0.3 m/s。工作段選用分段函數ISAC，包括開啟段與關閉段2 部分。根據配氣系統設計要求，開啟段正加速分為3 段函數，第一段函數選用直線類型加速度，加速度寬度1.5 末段加速度50，較小的加速度寬度使氣門迅速開啟；第二段函數選用多項式函數，幅值12，階次4，末段加速度仍為50，4 階加速度函數為“平頭”形狀，最大加速度較小，可以減小配氣機構沖擊；第三段函數為直線類型加速度，末段加速度為0。

開啟段負加速度段函數也分為3 段，第一段為正弦曲線加速度函數；第二段為圓弧類型函數用于連接相鄰2 段函數，保證加速度曲線連續過渡；最后一段函數為正弦曲線函數，正弦函數sin 一次積分后為cos，2 次積分后又是sin，sin-sin 連接比較容易，適于桃尖連接[4]。關閉段加速度函數也分為6 段，與開啟段函數設計方法類似，其中最后一段函數加速度寬度為5，較大的加速度寬度使氣門落座速度較小，實現平緩落座。分段函數設計見圖3。最終設計出一條168°CA 小包角，最大升程7.6 mm 的EIVC 米勒循環凸輪型線。

圖3 工作段函數分段設計

1.4 進氣運動學結果分析

凸輪型線運動學分析主要考核凸挺接觸應力、彈簧裕度、豐滿系數及凸輪最小負曲率幾項內容，具體結果見表2，運動學計算結果均滿足評價標準[4]。

表2 運動學評價結果

1.5 進氣動力學結果分析

在運動學分析通過后，需要進行動力學校核。基于多質量模擬模型的方法，來進行弧形挺柱氣門機構動力學的模擬計算。在EXCITE Timing Drive 軟件中，每一配氣機構的零件由一模塊代表，其中包含質量、剛度、阻尼等特性參數，每一模塊又通過彈簧和阻尼單元與前一模塊相連。運動學計算中只考慮閥系總剛度，而動力學計算中要考慮從動件系統中各彈性構件產生彈性變形，因此動力學情況更復雜，考慮到閥系和彈簧的固有頻率，可能會發生顫振效應，需要避免產生共振[4]。

動力學主要考察凸輪與從動件是否存在飛脫，飛脫產生的原因是彈簧力不足以控制從動件的慣性力，一般發生在負加速度段。為防止發動機出現缸壓不足，要求在額定轉速內不允許有飛脫，超速情況下允許有輕微飛脫。同時氣門落座力與落座速度也不宜過大，否則會出現座圈異常磨損。最大凸挺接觸應力需在最大許用應力范圍內，接觸應力過大會導致凸輪與挺柱異常磨損。動力學具體結果見表3，計算結果均滿足評價標準[4]。

表3 動力學評價結果

額定轉速5 500 rpm 時凸挺接觸應力結果見圖4，在凸輪工作段始終沒有應力為0 的情況，沒有發生飛脫。

圖4 額定轉速5 500 rpm 動力學氣門升程及接觸應力

2 GT-POWER 性能計算

2.1 GT-POWER 模型搭建

GT-Power 是常用的發動機性能仿真軟件，可以計算發動機穩態和瞬態的性能指標，如發動機功率、轉矩、充氣效率等。

原機進排氣均為平面直推機械挺柱氣門機構，發動機工作循環為奧拓循環。通過將進氣平面機械挺柱改為弧形機械挺柱，應用新設計的小包角凸輪型線，實現EIVC 米勒循環。發動機排氣型線不變，通過改進燃燒室結構，增大幾何壓縮比。發動機主要參數見表4。

表4 原機與改進后發動機主要參數

基于原機參數建立GT-Power 如圖5 所示。

圖5 GT-Power 模型

根據原機試驗數據對模型進行校核，圖6 為仿真值與試驗值的結果對比。仿真計算結果的外特性轉矩、進氣量和比油耗與試驗值相差在3%以內，能夠達到較高的計算精度，模型滿足下一步改進發動機的計算需求。

圖6 原機試驗值與仿真值結果對比

2.2 GT-POWER 計算結果

基于校正后的GT-Power 模型對改進后的發動機進行仿真。采用更大的壓縮比12，更小的進氣包角168°CA，實現EIVC 米勒循環以改善發動機燃油經濟性。由于進氣氣門機構采用了弧形挺柱，在包角較原機減小31°CA 的情況下，升程與原機相比只降低了0.4 mm，保證發動機有足夠的進氣量，減小外特性工況時的功率損失。

改進前后進氣型線對比如圖7 所示。

根據改進后發動機的參數進行仿真計算，轉矩對比如圖8 所示，功率對比如圖9 所示。改進后發動機的最大轉矩與原機相同，可達170 N·m，對應轉速1 500～4 500 r/min，低速轉矩水平基本與原機一致。改進后發動機的最大凈功率相比原機88 kW@5 500 r/min降低至80 kW@4 500～5 500 r/min，主要原因是壓縮比提高至12，最大功率受限于壓后溫度、爆震傾向等因素有所降低。

圖7 改進前后進氣型線對比

圖8 改進前后轉矩對比

圖9 改進前后功率對比

改進后發動機的最低比油耗和最高有效熱效率對比如圖10 所示。改進后最低比油耗由原機的246 g/（kW·h）下降至232 g/（kW·h），有效熱效率由35.3%提升至37.5%。發動機的燃油經濟性顯著提升。

3 臺架性能、可靠性試驗

3.1 試驗對象

圖10 改進前后熱效率對比

試驗發動機為一臺1.0L 增壓直噴三缸GDI 發動機，原機進氣側為平面挺柱，將其改進為弧形挺柱，同時優化了燃燒室結構增大壓縮比，發動機參數見表4。在發動機上連接燃燒分析儀和缸壓傳感器，燃料為92#汽油，見圖11。

圖11 發動機性能試驗臺架

3.2 試驗結果

在外特性工況下，測量改進后發動機的功率，轉矩與油耗，并與原機比較，見圖12、13、14，試驗結果與GT-Power 仿真結果基本一致。

從試驗結果來看，由于壓縮比增大，與原機相比4 500 rpm 以上動力性略有下降，但油耗降低明顯，加權NEDC 油耗較原機降低5%。

3.3 100 h 耐久試驗

圖12 外特性轉矩比較

圖13 外特性功率比較

圖14 NEDC 降油耗效果

弧形挺柱由于側壁有導向，無法旋轉，導致氣門旋轉減弱，氣門導管可能會產生偏磨。凸輪軸與挺柱也有異常磨損的風險。為驗證弧形挺柱的可靠性，對性能試驗后的改進發動機進行了100 h 額定轉速5 500 rpm 全負荷耐久試驗。

試驗后的弧形挺柱、凸輪軸外觀見圖15、16，目視無異常磨損。

試驗后的凸輪型線變化很小，通過塞尺測量凸挺間隙[5]，考察挺柱的磨損程度，結果見表5。

試驗后某些凸挺間隙略微增大，但在可接受范圍內。

測量氣門導管7 個截面的內徑，考察氣門導管有無偏磨，結果見圖17。

圖15 100 h 試驗后弧形挺柱

圖16 試驗后進氣凸輪軸

表5 試驗前后進氣凸挺間隙（從左至右一缸至三缸）mm

圖17 氣門導管內徑測量

7 個截面導管內徑取平均值，所有進氣門側導管內徑均在公差范圍內，氣門導管磨損正常。

4 結論

綜合前文所述，基于EXCITE Timing Drive 搭建弧形挺柱單閥系模型，設計小包角大升程的EIVC 米勒循環凸輪型線。通過GT-power 對米勒循環發動機進行性能計算，最低比油耗由原機的246g/（kW·h）下降至232g/（kW·h），有效熱效率由35.3%提升至37.5%。在一臺1.0L 增壓直噴三缸GDI 發動機上進行性能試驗，動力性與原機基本相當的情況下，實現NEDC 降油耗5%。最后發動機機進行100h 全速全負荷耐久試驗，氣門機構磨損正常，滿足可靠性要求。