米勒循環混動專用發動機凸輪型線優化設計

韋善景，闕愛華，李露露，梅 夏

米勒循環混動專用發動機凸輪型線優化設計

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）

為了改善發動機噪聲、振動與聲振粗糙度（NVH）性能和配氣機構耐久性能，應用GT-POWER軟件對米勒循環混動專用發動機的凸輪型線進行選型仿真，并利用Ricardo VALDYN軟件對配氣機構單閥系的運動學和動力學進行分析，研究凸輪型線各項參數對配氣機構運動過程的影響，并對凸輪型線進行優化。優化凸輪型線后仿真結果如：彈簧中心點振動位移為1.28 mm、凸桃與挺柱間接觸應力為695 MPa、凸桃與挺柱接觸線偏心量為12.5 mm。研究結果表明，增加凸輪型線正加速度跨度（1+2+3），彈簧中心點振動位移減??；減小1跨度，凸桃與挺柱間接觸應力減??；增大凸輪型線等速區域跨度4，凸桃與挺柱接觸線偏心量減小。

混動專用發動機；凸輪型線；NVH性能；配氣機構

隨著汽車競爭日漸激烈，高性能發動機已經成為每個汽車廠家技術發展的必然選擇。配氣機構作為發動機進排氣控制機構，是氣缸氣密性保證的重要組件，在發動機開發中扮演著舉足輕重的角色。

目前市場上很多主機廠對配氣機構的研究僅限于運動學分析，然而，配氣機構工作過程中存在彈性變形，容易造成傳動的脫節，增大振動、噪聲[1]和磨損。所以，運動學仿真無法滿足配氣機構設計要求。為了更好規避上述問題，本文引進動力學分析方法，基于運動學仿真基礎，搭建配氣機構多體動力學模型進行分析，更加準確地描述配氣機構的運動狀態[2]。仿真過程中針對配氣機構動力學和運動學仿真結果進行分析，如不合理，則需及時對其進行設計優化，直到仿真結果滿足要求，這樣可以減小發動機開發周期。受到總布置限制，配氣機構其他零件設計變更成本較高，凸輪型線的設計較為靈活，因此，凸輪型線優化設計成為配氣機構運動學和動力學優化的重要手段[3]。

本文以米勒循環混動專用發動機為例展開研究，以發動機缸內壓力和氣道壓力作為邊界條件，通過優化凸輪型線，減小氣門運動過程中的加速度從而達到減小各個運動部件之間的應力。同時，優化過程中兼顧凸輪型線的豐滿度，提升發動機充氣效率，最終獲得一條同時滿足配氣機構動力學和發動機性能要求的凸輪型線。

1 凸輪型線選型

首先，利用GT-POWER軟件對發動機性能進行模擬仿真，仿真中初始的進排氣凸輪型線來源數據庫中的對標機型。之后，以凸輪型線最大升程和跨度作為參數變量，以發動機輸出扭矩、功率以及最低油耗等參數作為目標值進行選型，選出滿足發動機性能的最優型線。最后，對所選的凸輪型線進行運動學和動力學仿真分析。在之前的研究中發現凸輪型線跨度改變對發動機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保證在0.58左右。

選型中所選的三組進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到關閉1 mm之間曲軸轉角。

在凸輪型線選型同時進行可變氣門正時（Var- iable Valve Timing, VVT）角度仿真標定。首先，利用運動學仿真，大致確認VVT最初調節范圍，即進氣VVT大于430 deg；排氣VVT小于298 deg。然后聯合GT-POWER和Isight軟件對每個轉速下最優VVT進行求解。最終確定VVT最終調節角度如表2所示。

表2 各轉速下VVT優化結果

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 進氣439436445460450449 排氣270274291271285289

性能仿真結果如圖1－圖3所示，組合2的型線在低轉速時扭矩和功率較好，組合3油耗更優，綜合考慮最終選擇了組合2，并對其進行單閥系運動學和動力學分析。

圖1 發動機扭矩結果

圖2 發動機功率結果

圖3 發動機油耗結果

2 模型搭建

2.1 運動學模型搭建

配氣機構運動學仿真是將各個運動部件視為剛性體，并對其運動規律進行分析研究。主要分析運動過程中的加速度、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，模型主要輸入參數為各部件尺寸、質量、潤滑油屬性。

圖4 運動學分析模型

2.2 動力學模型搭建

搭建多質量動力學仿真模型，通過多個質量點描述單個零件，盡可能多地反映出配氣機構各零部件之間的動力學特性，更準確描述配氣機構的運動規律[5]，圖5為單閥系動力學分析模型。動力學模型除了要考慮各個質點的質量外，還要多考慮各個模塊的剛度和阻尼。

3 計算結果和分析

3.1 運動學分析結果

從圖6運動學結果可知，進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 動力學分析結果

從圖7的動力學結果可知，進排氣彈簧振動過大，最大位移為1.75 mm，位移偏大會造成彈簧的疲勞損壞，同時造成彈簧力的不穩定，影響發動機的氣密性。

圖7 彈簧振動位移

從圖8的動力學結果可知，排氣凸桃與挺柱之間的應力為850 MPa，接觸應力過大，容易造成凸桃磨損，從而造成氣門運動的不準確，引起噪聲、振動與聲振粗糙度（Noise, Vibration, Harshness, NVH）問題。

圖8 凸桃接觸應力

結合運動學和動力學分析結果，進氣側閥系分析主要是存在接觸線偏移量大和彈簧中點振動位移大的問題，排氣側閥系分析主要存在凸輪接觸應力大和彈簧中點振動位移大的問題，最終，嘗試通過優化凸輪型線來滿足設計要求。

4 凸輪型線優化

4.1 凸輪型線設計方法

依照如圖9所示的優化流程對凸輪型線進行優化，凸輪型線主要分為緩沖段和工作段，緩沖段設計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的接觸，緩沖段有四種設計形式：等速度、等加速、等躍度、變加速[6]。直驅汽油發動機緩沖段通常采用的是等速度設計方法，它的優點為同個轉速下不同循環氣門開啟時刻的速度一樣，有利于減小振動噪聲以及磨損[7]。

圖9 凸輪型線設計優化過程

工作段設計準則：1）保證良好充氣性能；2）減小振動和噪聲；3）保證良好的潤滑；4）減小接觸應力[8]。工作段設計主要把凸輪型線半邊的加速度曲線分成6段，采用分段函數的設計方法見式（1）和圖10。

式中，為凸輪型線升程，m；1－5為多項式系數；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 凸輪型線優化過程

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

式中，為瞬態偏心量，mm；0為挺柱瞬態速度，mm/s；為凸輪軸轉速，r/min；0'()為挺柱升程的一階導數。

針對彈簧中心點振動位移過大問題，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，適當調整正加速度的跨度即可。

接觸應力計算公式如式（3）所示，經過分析得出接觸應力大是由于凸桃桃尖加速度大造成的[9]，通過調節正加速度段間隔1來減小型線最大加速度，從而達到減小應力作用。然而如果減小1太多會使得油膜厚度太薄和配氣機構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為從動件半徑；為凸輪型線半徑。

經過分析后得到的優化前后參數對比如表3所示。

表3 凸輪型線優化對比

θ1θ2θ3θ4 進氣優化前10390 進氣優化后104135 排氣優化前122140 排氣優化后84180

4.3 優化后仿真分析結果

由圖11－圖13可知，優化后的運動學和動力學分析結果：進氣型線接觸線偏移量減小至 12.5 mm；彈簧中點振動最大位移降至1.28 mm；排氣接觸應力降到了695 MPa，滿足設計要求。

圖11 接觸線偏心距離

圖12 彈簧振動位移

圖13 凸桃接觸應力

5 試驗驗證

優化型線后的凸輪軸制作成樣件裝機，進行發動機性能和耐久試驗，性能試驗最終結果與仿真結果接近（見圖14），扭矩值相差在5%以內，功率值相差在8%范圍以內。耐久試驗之后配氣機構的各部件磨損情況正常。

6 結論

在分段式凸輪型線設計過程中：

1）增大型線等速區域跨度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）可以減小彈簧中點振動位移。

3）減小型線跨度1可以減小凸桃與挺柱間接觸應力。

[1] 郭常立,張保成,馬艷艷.發動機頂置凸輪軸配氣機構動力學分析[J].現代車用動力,2007(4):32-34.

[2] 周曉斌.發動機配氣機構振動噪聲仿真研究[D].重慶:重慶大學,2016.

[3] 白軍愛,王旭蘭,王紅麗,等.雙頂置凸輪軸配氣機構計算及優化[J].內燃機與配件,2021(21):3-4.

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[6] 王任信,王菁.輕型柴油機凸輪型線設計參數優化[J].裝備制造技術,2021(11):57-61,72.

[7] 張健.發動機配氣機構凸輪型線設計及動力學研究[D].太原:太原理工大學,2010.

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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，研究方向為混動系統動力學及NVH仿真，E-mail:shanjing.wei@sgmw.com.cn。