劉宗鑫 何 偉 李廣樂 任健康 程傳輝 徐 政

（1-上海汽車集團股份有限公司技術中心 上海 201804 2-上海市汽車動力總成重點實驗室）

引言

對于采用節(jié)氣門控制負荷的傳統(tǒng)汽油發(fā)動機，部分負荷工況需要通過節(jié)氣門對進氣量進行限制，缸內(nèi)負壓的增大將導致進氣過程阻力增加，泵氣損失增大，造成熱效率降低[1]。降低泵氣損失，改善發(fā)動機的燃油經(jīng)濟性已經(jīng)成為國內(nèi)外各大汽車企業(yè)亟待解決的問題。

傳統(tǒng)發(fā)動機氣門機構(gòu)由于凸輪型線固定不變，導致工作過程的氣門運行參數(shù)不能調(diào)節(jié)，只能在發(fā)動機局部工況范圍內(nèi)實現(xiàn)優(yōu)化[2]，無法適應節(jié)能減排的要求。發(fā)動機采用兩級式可變氣門升程（DVVL，Dual Variable Valve Lift）技術，通過機械驅(qū)動的方法可以實現(xiàn)氣門升程隨工況變化進行實時調(diào)整，可以在兼顧動力性的前提下有效降低燃油消耗[3]，并改善冷啟動的HC、NOx等排放問題[4]。

目前各大廠商對于DVVL 機構(gòu)的開發(fā)主要有兩種途徑：一是通過CAE 軟件進行模擬仿真[5-6]，二是通過物理搭載進行試驗開發(fā)[7-9]。由于DVVL 結(jié)構(gòu)復雜、涉及零件數(shù)量較多，單純依賴CAE 軟件進行仿真開發(fā)，無法全面考核DVVL 機構(gòu)的切換效果。因此，針對DVVL 機構(gòu)的切換行程開展試驗研究，對于評估DVVL 切換效果，驗證優(yōu)化CAE 仿真模型，滿足工程需求有著重要的現(xiàn)實意義。

本研究通過搭建配氣機構(gòu)性能測試臺架，利用激光測量儀，針對搭載在一款小排量發(fā)動機上的兩級式可變氣門升程機構(gòu)進行性能試驗，研究了發(fā)動機轉(zhuǎn)速、螺旋槽行程及彈簧預緊力三個因素對兩級式可變氣門升程機構(gòu)切換行程的影響。

1 試驗設備與方法

1.1 配氣機構(gòu)性能測試臺架

配氣機構(gòu)性能測試臺架如圖1 所示。

圖1 配氣機構(gòu)性能測試臺架

該臺架使用電機直接驅(qū)動凸輪軸旋轉(zhuǎn)，驅(qū)動電機轉(zhuǎn)速范圍為300～4 000 r/min，可滿足最高轉(zhuǎn)速為7 100 r/min 的發(fā)動機工況需求。測試臺架配備了一臺機油壓力可調(diào)的機油泵，壓力范圍為0.1～0.8 MPa（±0.05 MPa）；機油箱內(nèi)安裝有加熱裝置，機油溫度范圍為5～110 ℃（±2 ℃）。該測試臺架可以滿足不同發(fā)動機轉(zhuǎn)速條件下對機油壓力和機油溫度的需求。配氣機構(gòu)性能測試臺架的各項參數(shù)如表1 所示。

表1 配氣機構(gòu)性能測試臺架的參數(shù)列表

1.2 激光測量儀

使用德國Polytec 公司生產(chǎn)的HSV 系列激光測量儀，對兩級式可變氣門升程機構(gòu)的氣門運動情況進行監(jiān)測。測試前，需要將反射膜粘貼在進氣側(cè)氣門盤面中心及附近燃燒室、進氣凸輪軸末端套筒工裝中心，借助激光位移傳感器實現(xiàn)對發(fā)動機氣門升程型線、凸輪軸套筒軸向位移的精確測量，測試精度為1 μm。

1.3 發(fā)動機凸輪軸

本試驗選取了三種不同設計方案所對應的發(fā)動機進氣側(cè)凸輪軸（分別用Case-1、Case-2、Case-3 表示）進行測試，三種凸輪軸套筒的特征參數(shù)對比結(jié)果如表2 所示。

表2 三種凸輪軸的設計參數(shù)對比

1.4 試驗方法

在配氣機構(gòu)性能測試臺架上搭載某小排量發(fā)動機的缸蓋總成、液壓挺柱、氣門彈簧等零件，借助執(zhí)行機構(gòu)電磁閥實現(xiàn)凸輪軸高低升程的切換。通過加載不同發(fā)動機轉(zhuǎn)速工況條件，讀取激光位移傳感器數(shù)據(jù)，得出凸輪軸套筒的軸向位移曲線，從而基于凸輪軸套筒的軸向位移測量結(jié)果實現(xiàn)對兩級式可變氣門升程機構(gòu)切換行程的精準評估。

試驗過程中發(fā)動機的設定測試轉(zhuǎn)速如表3 所示，執(zhí)行機構(gòu)電磁閥高低升程的切換頻率設定為2 s/次，切換時間為15 min/工況。

表3 發(fā)動機轉(zhuǎn)速工況表

2 試驗結(jié)果與討論

2.1 發(fā)動機轉(zhuǎn)速對DVVL 切換行程的影響

圖2 給出了氣門升程高低切換時，Case-1、C ase-2 和Case-3 三種凸輪軸在各種發(fā)動機轉(zhuǎn)速工況條件下套筒軸向位移的結(jié)果。

圖2 氣門升程高低切換時三種進氣凸輪軸套筒的軸向位移結(jié)果

可以發(fā)現(xiàn)：三種凸輪軸套筒的軸向位移結(jié)果均隨著發(fā)動機轉(zhuǎn)速的升高而升高；當發(fā)動機轉(zhuǎn)速低于1 000 r/min 時，三種凸輪軸套筒的軸向位移結(jié)果均存在切換不到位的情況。這是因為發(fā)動機轉(zhuǎn)速較低（<1 000 r/min）時，套筒軸向移動的慣性力較小，導致DVVL 切換的驅(qū)動力小于DVVL 機構(gòu)的摩擦力。當實際切換行程遠低于理論切換行程時，高低升程切換后搖臂滾輪將滯留在高低凸輪交界處，嚴重時將造成搖臂滾輪跌落，導致滾輪異常磨損和DVVL 切換異響的發(fā)生。

此外，由圖2 還可以發(fā)現(xiàn)：當發(fā)動機轉(zhuǎn)速高于1 300 r/min 時，三種凸輪軸套筒的軸向位移結(jié)果均出現(xiàn)過沖，且過沖位移最高可以達到0.30 mm@4 000 r/min。這是因為發(fā)動機轉(zhuǎn)速較高（>2 000 r/min），套筒軸向移動的慣性力較大，導致DVVL 切換的驅(qū)動力大于DVVL 機構(gòu)的摩擦力。但如果實際切換行程遠高于理論切換行程，嚴重時將造成凸輪軸套筒撞擊發(fā)動機罩蓋止推擋，導致罩蓋異常磨損，同時DVVL切換終了將伴隨異響發(fā)生。

2.2 螺旋槽行程對DVVL 切換行程的影響

圖3 和圖4 分別給出了Case-1 和Case-2 兩種凸輪軸在600 r/min、1 300 r/min 和4 000 r/min 發(fā)動機轉(zhuǎn)速工況點的DVVL 切換結(jié)果。由圖可知：當轉(zhuǎn)速高于1 300 r/min 時，套筒的軸向位移開始出現(xiàn)過沖，且套筒軸向位移過沖量隨轉(zhuǎn)速的升高而增大。短暫過沖之后，套筒在止推擋的作用下有所回位，并在電磁閥銷子的作用下實現(xiàn)升程的平穩(wěn)切換。

圖3 Case-1 凸輪軸在不同發(fā)動機轉(zhuǎn)速條件下的DVVL 切換結(jié)果

圖4 Case-2 凸輪軸在不同發(fā)動機轉(zhuǎn)速條件下的DVVL 切換結(jié)果

與Case-1 相比，Case-2 凸輪軸的螺旋槽行程增加了0.05 mm，意味著Case-2 凸輪軸套筒的強制切換行程有所增加，反映到圖4 中表現(xiàn)為：在轉(zhuǎn)速及其他因素保持相同的情況下，Case-2 凸輪軸的套筒軸向位移值略高于Case-1 凸輪軸的套筒軸向位移值。這表明，在其他因素保持不變的情況下，DVVL 的切換精度將隨著螺旋槽行程的提高而有所改善。

2.3 彈簧預緊力對DVVL 切換行程的影響

圖5 給出了Case-3 凸輪軸在600r/min、1300r/min和4 000 r/min 發(fā)動機轉(zhuǎn)速工況點的DVVL 切換結(jié)果。

結(jié)合表2 可以發(fā)現(xiàn)，Case-3 凸輪軸的鋼球高度比Case-1 增加了0.37 mm，鋼球槽的止推傾角也相應增大了5°，意味著凸輪軸的彈簧預緊力有所減小，反映到圖5 中表現(xiàn)為：在轉(zhuǎn)速及其他因素保持相同的情況下，Case-3 凸輪軸的套筒軸向位移值高于Case-1 凸輪軸的套筒軸向位移值。這表明，在其他因素保持不變的情況下，降低彈簧預緊力有助于提升DVVL 的切換精度。

圖5 Case-3 凸輪軸在不同發(fā)動機轉(zhuǎn)速條件下的DVVL 切換結(jié)果

3 結(jié)論

本研究針對搭載在一款小排量發(fā)動機上的兩級式可變氣門升程機構(gòu)，在配氣機構(gòu)性能測試臺架上，利用激光測量儀進行了性能試驗，研究了發(fā)動機轉(zhuǎn)速、螺旋槽行程和彈簧預緊力三種因素對DVVL 機構(gòu)切換行程的影響。結(jié)果表明：

1）三種凸輪軸套筒的軸向位移均隨著發(fā)動機轉(zhuǎn)速的升高而升高，當發(fā)動機轉(zhuǎn)速低于1 000 r/min 時，三種凸輪軸套筒的軸向位移均存在切換不到位的情況；當發(fā)動機轉(zhuǎn)速高于1 300 r/min 時，三種凸輪軸套筒的軸向位移均出現(xiàn)過沖。

2）在轉(zhuǎn)速及其他因素保持相同的情況下，增大螺旋槽行程，將引起凸輪軸套筒強制切換行程的增大，有利于DVVL 的切換精度。

3）在轉(zhuǎn)速及其他因素保持相同的情況下，增高鋼球初裝高度、增大鋼球槽止推角，將引起凸輪軸彈簧預緊力的減小，有利于提高DVVL 的切換精度。