变冲程机用轴移式配气系统及切换特性研究

陈 丽 萍,崔 靖 晨

(大连理工大学 能源与动力学院， 辽宁 大连 116024 )

0 引 言

2/4冲程内燃机(ICE)兼具传统二冲程以及四冲程工作模式的优点，可以根据转速以及扭矩需求自动选择最佳的做功频率[1]．研究表明，在高扭矩需求下运行二冲程模式，在中小负荷工况下采用四冲程模式可以大幅提升内燃机全工况范围内的性能，降低燃油消耗，减少温室气体排放[2]．由于同排量的二冲程汽油机的升功率比四冲程汽油机高50%～70%，同时扭矩高30%～50%[3]，因此在满足需求的同时可降低内燃机的排量与体积，此时运行四冲程模式有利于进一步降低燃油消耗，减少尾气排放．此外，海内外学者研究了传统四冲程内燃机运行二冲程模式下的换气以及燃烧特性，认为采用新型燃烧模式，更改气门座结构，使用增压器等措施有利于改善内燃机性能[4-5]．

由于内燃机在2/4冲程模式下的换气频率不同，变冲程技术的应用需要搭配一款合适的可变气门系统．然而现有的可变气门系统主要面向四冲程内燃机，无法直接用于变冲程内燃机，因此针对变冲程内燃机开发一款实用的可变气门驱动系统具有重要的研究意义．根据气门运动是否受传统凸轮型线的影响，现有的可变气门系统分为有凸轮式可变气门系统和无凸轮式可变气门系统[6]．有凸轮式可变气门系统保留了传统凸轮结构，具有简单、可靠、响应速度快的优点．无凸轮式可变气门系统主要利用电磁、电液或气动执行机构控制气门正时与升程，具有灵活性高、调节范围广的优势，然而该类系统相对较复杂、响应速度较慢，目前还未实用化[7]．因此，开发一款短期内实用化的配气系统，有凸轮式可变气门系统是最佳选择．

本文针对拥有顶置双凸轮轴式的2/4冲程内燃机，开发一款轴移式配气系统(ASVS)，该系统有望满足内燃机在2/4冲程模式下的配气需求．相对于不同模式下的气门运动状态，切换过程同样重要．因此本文结合模型特点设计切换型线，搭建ADAMS动力学仿真模型，研究不同内燃机转速下的切换响应特性．

1 系统模型

1.1 轴移式切换机构

根据对现有有凸轮式可变气门系统的研究，本文针对缸径为115 mm的内燃机搭建出轴移式变冲程配气系统，详见图1．模型中关键零件的尺寸以及其他重要的设计参数见表1．

图1 轴移式变冲程内燃机配气系统Fig.1 ASVS for the variable stroke ICE

表1 关键零件参数Tab.1 Parameters of the crucial components

图1为包含进气凸轮轴10的配气系统，排气侧的系统无明显区别于图示模型．图示模型中，进气凸轮轴10与进气凸轮轴套1采用花键连接，进气凸轮轴10上的定位装置(复位弹簧16和钢球15)与限位块9(固定于机体上)共同作用以限制进气凸轮轴10与进气凸轮轴套1的轴向相对位置．因此随进气凸轮轴10的旋转，进气凸轮轴套1同步旋转且无轴向移动．进气凸轮轴套1上有4个凸轮叶片(2/4冲程各2个)，但只有2个凸轮叶片与摇臂2上的滚轮11接触，进而驱动2个气门运动．图1所示为二冲程凸轮叶片驱动气门，当需要切换到四冲程模式时，限位块9上的右侧电磁阀8被激励并伸出金属销14．随进气凸轮轴10的旋转，金属销14与进气凸轮轴套1右侧的切换槽接触，克服复位弹簧16与摩擦力的阻力后迫使进气凸轮轴套1沿轴向向右移动．当限位块9的另一端面与进气凸轮轴套1接触，同时钢球15从倾斜槽17右侧转入左侧时，进气凸轮轴套1被固定于新的位置，此时四冲程凸轮叶片与滚轮11接触．切换完成时，金属销14将缩回初始状态．当需要再次切换到二冲程模式时，左侧电磁阀8被激励，进气凸轮轴套1以及其他零件的运动将按上述过程原路返回．

由于做功频率不同，传统二冲程内燃机与四冲程内燃机的传动比不同．为了避免在切换过程中改变传动方式，本文修改了二冲程凸轮叶片，即该叶片由传统的一个凸起变为两个凸起．此时，在传动比为2∶1的情况下运行二冲程模式，气门将在曲轴旋转一圈内开启一次．这样，通过更改不同的凸轮叶片就可变换不同模式的气门运动曲线．为了避免切换过程出现不正常的干涉与冲击，切换过程需要在4个凸轮叶片的公共基圆段进行．

与凸轮型线决定气门的运动状态类似，切换槽空间曲线(简称切换型线)影响切换时进气凸轮轴套轴向位移的运动状态．目前的轴移式可变气门升程(ASVVL)系统，例如奥迪AVS机构[8]，主要用于四冲程内燃机上．本文设计的系统有望满足2/4冲程内燃机的配气需求，并在以下几个方面有别于ASVVL系统．如图2所示，目前ASVVL 系统采用大小凸轮，小凸轮的凸轮型线完全包含在大凸轮型线内，因此公共基圆段取决于大凸轮型线的持续期，公共基圆段长；而ASVS中二冲程与四冲程凸轮型线相互交错，公共基圆段受限于二冲程凸轮型线，公共基圆段短．换言之，二冲程凸轮型线的持续期与切换型线的持续期相互制约．为追求二冲程模式下更好的换气性能和气门的动态性能而增大二冲程凸轮型线的持续期将缩短切换持续期，进而影响切换过程的动力学性能，降低整个系统的可靠性和最高允许转速．合理分配气门开启持续期以及切换持续期是本系统设计的一大重点，而ASVVL系统的公共基圆段长则无须关注此点．

(a) ASVVL系统

(b) ASVS

根据气门相位及升程要求，同时考虑气门间隙以及零件弹性变形等，凸轮型线的开启、关闭时刻见表2．切换时刻按2/4冲程凸轮型线的公共基圆段计算．结合正时表可知，切换最早和最晚时刻曲轴转角分别为716° CA、120° CA，切换最长持续期曲轴转角为124° CA．切换持续期短暂，而切换距离为凸轮叶片的厚度10 mm，因此设计动力学性能较好的切换型线具有挑战性．

表2 正时表Tab.2 Timing table

分析模型特点有利于设计好的切换型线，提高切换性能．当ASVS在切换初期，复位弹簧起阻碍作用，并且运动过程中复位弹簧逐渐被压缩，阻碍力逐渐增强．当钢球越过倾斜槽中间突起时，复位弹簧对进气凸轮轴套的作用力瞬间反向，以较大的复位弹簧力推动进气凸轮轴套完成切换．此时，进气凸轮轴套易与金属销脱离．本文按切换位移是否大于5 mm为准则，将切换型线分为切换前期与切换后期．鉴于上述易飞脱的特点，本文设计切换型线时以降低切换前期接触力为目标，同时避免进气凸轮轴套与金属销反复接触和冲击．

切换型线的前三阶导数连续可以避免金属销与凸轮轴套接触时的软冲击．由于一阶导数(切换速度)关系惯性体上的离心力，二阶导数(切换加速度)与惯性力成正比，三阶导数(跃度)与系统的振动有密切联系，因此上述曲线越稳定、峰值越小，切换动力学性能越好，一般要求切换跃度峰值小于1 000 mm/rad3．

综上所述，本文设计切换型线的理念：在保证切换后期三阶导数连续的情况下，以降低切换前期的各阶导数峰值为目的，提高切换前期的动力学性能．

1.2 动力学仿真模型

本文利用CREO软件设计并组装ASVS，通过ADAMS软件内的ProE接口模块导入创建好的模型．各个零件的材料属性均选用steel，通过设置运动副(图3)并施加重力来模拟切换过程的动力学性能．在凸轮轴旋转副上施加旋转驱动以模拟不同内燃机转速(n)．此外，复位弹簧的参数设置见表1．

图3 ADAMS动力学仿真模型Fig.3 ADAMS dynamic simulation model

由于接触分析属于非线性范畴，为了提高计算结果的准确性以及计算效率，本文采用IMPACT 法求解接触力，接触设置见表3．

表3 ADAMS中的接触设置Tab.3 Contact setting in ADAMS

2 结果与分析

2.1 切换型线设计

图4为本文利用多项式函数设计的切换型线，即切换槽在进气凸轮轴套轴向上的偏移量(切换位移)随凸轮旋转角度的变化曲线，以及其对角度的前三阶导数．图示各阶导数单位为弧度制，以方便与经验值对标．

由设计位移曲线可知，切换型线在53°内的切换距离为10 mm，满足设计要求．图示切换速度曲线呈明显的斜三角形，而加速度曲线的正值稳定于较低水平(60 mm/rad2)，有利于降低切换前期金属销与进气凸轮轴套之间的接触力．由切换跃度曲线可知，切换前期的波动和峰值明显小于切换后期，符合前述切换型线设计理念，并且其峰值在允许范围内．

图4 切换型线Fig.4 Shifting profiles

2.2 进气凸轮轴套动力学曲线

在不同内燃机转速下，对ASVS模拟两次切换过程，由二冲程模式切换为四冲程模式，并在下一个循环时切换到二冲程模式．

图5为进气凸轮轴套轴向移动位移曲线．总体上，进气凸轮轴套的位移曲线连续无大波动，在各内燃机转速下运动平稳．随着转速的升高，进气凸轮轴套完成切换时对应的进气凸轮轴转角逐渐增大并趋于稳定．图示局部放大图中，低转速时的曲线有明显转折点，主要原因是此时进气凸轮轴套轴向移动速度低，而复位弹簧对进气凸轮轴套轴向移动时的推动作用明显．转速越高，完成切换时的进气凸轮轴转角越大，与此同时，进气凸轮轴套飞脱时的轴向移动速度增加，有利于缩短切换持续期．当内燃机转速高于1 000 r/min时，进气凸轮轴套完成切换时对应的进气凸轮轴转角大致相同，这是因为转速与飞脱时的轴向移动速度达到了动态平衡．

图5 进气凸轮轴套位移曲线Fig.5 Displacement curves of the intake camshaft sleeve

图6为进气凸轮轴套轴向移动速度vi曲线．随内燃机转速升高，进气凸轮轴套的速度峰值不断增大．进气凸轮轴套运动前期，速度呈线性增加．内燃机转速高于1 000 r/min，速度达到峰值后稳定，且在不同转速下，速度达到恒定时对应的进气凸轮轴转角几乎一致，说明此时进气凸轮轴套可能处于飞脱．进气凸轮轴套在低转速时(50、100 r/min)的速度曲线有凸起，这是因为复位弹簧对进气凸轮轴套的推动作用比较明显，高转速下凸轮轴套轴向移动速度较大，此作用力相对不明显．

图6 进气凸轮轴套速度曲线Fig.6 Velocity curves of the intake camshaft sleeve

图7为进气凸轮轴套轴向移动加速度曲线．加速度曲线可分为3部分：一是轴向位移初期，加速度比较小并且比较平稳；二是加速度为0时，进气凸轮轴套等速运动，金属销与进气凸轮轴套不发生接触；三是反向加速度且有一个峰值，即限位块的存在使得进气凸轮轴套轴向位移瞬间停止．随转速的不断提高，进气凸轮轴套的轴向加速度不断增大．

图7 进气凸轮轴套加速度曲线Fig.7 Acceleration curves of the intake camshaft sleeve

综上所述，提取关键点，得图8．其中，图8(a)为切换完成时刻对应的进气凸轮轴转角，随转速的升高，切换完成持续期增长，并趋于稳定．图8(b)为两个金属销与进气凸轮轴套不接触时对应的进气凸轮轴转角，体现了不同转速下的飞脱位置大致相同．

2.3 其他零件受力分析

图9为金属销与进气凸轮轴套间的受力曲线．金属销与进气凸轮轴套未出现反复接触的情况，切换型线符合要求．低转速下，接触力逐渐升高到峰值，峰值出现在复位弹簧即将推动进气凸轮轴套时．高转速下，峰值出现在切换前期和后期，这与切换型线的加速度密切相关，当加速度为0时，接触力有所下降(图9(b)峰值附近的凹点)．不同转速下，金属销与进气凸轮轴套的作用持续期基本一致．随转速的升高，金属销与进气凸轮轴套间的接触力峰值呈指数型增加．

(a) 不同转速下完成切换时刻图

(b) 金属销与凸轮轴套飞脱时刻

(a) 受力曲线

(b) 峰值曲线

图10为限位块与进气凸轮轴套间接触力曲线．不发生切换时，限位块与进气凸轮轴套间的接触力较小，主要平衡复位弹簧预紧力，以限制进气凸轮轴套的轴向窜动．完成切换时，限位块与进气凸轮轴套间的冲击力较大，且随转速的升高迅速增加．

图10 限位块与进气凸轮轴套间接触力Fig.10 Contact force between the locating block and the intake camshaft sleeve

图11为钢球受力曲线．图11(a)为钢球与进气凸轮轴套间接触力曲线，其先逐渐增加后迅速降低．图11(b)为钢球与进气凸轮轴间接触力曲线，其先增加后迅速降低，又迅速增加至峰值，并迅速降为初始时受力值．以上变化趋势体现了复位弹簧的运动状态对钢球的影响．由于弹簧的工作空间一定，接触力曲线不随发动机转速变化而有明显变化．由于惯性力的存在，随转速的增加，平衡时的接触力会有所上升．

(a) 钢球与进气凸轮轴套间接触力

(b) 钢球与进气凸轮轴间接触力

3 结 论

(1)本文设计的切换型线能够使进气凸轮轴套在53°转角内轴向移动10 mm．

(2)结合模型特点局部优化的切换型线具有较好的动力学性能，在内燃机转速4 000 r/min以内，不仅使金属销与进气凸轮轴套间的接触力低于1 500 N，还能保证接触力稳定，未出现反复接触与冲击的现象．

(3)ASVS能够在一个发动机循环内顺利完成2/4冲程模式的切换，切换过程中零件间的受力峰值及运动曲线均在合理范围内．