葉片式進氣CVCP動態(tài)響應特性的測試與數(shù)值分析*

張 力，江 亮，謝博強，王 孟，傅秋波，黃志敏

(1.重慶大學機械工程學院車輛工程系，重慶 400044;2.重慶長安汽車股份有限公司，重慶 400060)

前言

葉片式連續(xù)可變凸輪相位調節(jié)器(continuously variable cam phaser，CVCP)是可變配氣技術中實際應用最為廣泛的一種結構型式，國內外多種汽車品牌的多款發(fā)動機均采用了該類結構形式。CVCP的成功應用主要面臨兩方面的問題，一是相位器的動態(tài)響應速度，二是其相位保持能力［1］。

國外研究更多關注于系統(tǒng)結構形式和建模方法的改進以及相位調節(jié)控制策略的研究。文獻［2］和文獻［3］中分別通過Simulink建模和Simulink與Saber聯(lián)合仿真，對CVCP系統(tǒng)的控制策略進行了研究;文獻［4］中通過實驗測試，對相位系統(tǒng)的高階振動進行了研究，提出了在仿真模型中反映高階振動的方法。文獻［5］中提出了一種新的CVCP結構形式:中間鎖止式相位器，并對控制方法和優(yōu)越性進行了細致的研究分析。

國內對該類相位器的研究較少。文獻［6］和文獻［7］中通過Simulink建模和實驗測試對全可變氣門機構的性能影響因素及設計方法進行了較為深入的研究;文獻［8］中對CVCP系統(tǒng)性能測試裝置的控制系統(tǒng)進行了研究。

本文中針對現(xiàn)有相位器系統(tǒng)，完成了實驗測試平臺的搭建，并建立了基于AMESim的相位器系統(tǒng)仿真模型。結合測試數(shù)據和仿真結果對發(fā)動機運行參數(shù)的影響進行了深入的討論，并在此基礎上，利用仿真模型對可變配氣系統(tǒng)結構參數(shù)的影響進行了研究，揭示了發(fā)動機運行參數(shù)和CVCP系統(tǒng)結構參數(shù)對相位器動態(tài)響應速度的影響機理和規(guī)律，為相位器響應速度的提高提供了方向。

1 系統(tǒng)組成、測試裝置和系統(tǒng)建模

1.1 D20發(fā)動機可變配氣系統(tǒng)組成

D20發(fā)動機采用雙頂置直接驅動式配氣機構，只在進氣凸輪軸上安裝了CVCP系統(tǒng)。該系統(tǒng)具有結構簡單、對原機改動較小的特點，應用廣泛，主要由機油控制閥、進氣CVCP、供油油路和凸輪軸位置傳感器與曲軸位置傳感器組成。圖1為該系統(tǒng)的結構組成示意圖。

1.2 CVCP動態(tài)響應測試裝置

圖2為測試裝置示意圖，主要由供油系統(tǒng)、轉速調節(jié)系統(tǒng)和數(shù)據采集系統(tǒng)組成。供油系統(tǒng)可對供油壓力和溫度進行調節(jié)，機油壓力調節(jié)范圍為0.11～0.45MPa，溫度可在40～120℃之間調節(jié);轉速調節(jié)系統(tǒng)主要由變頻器和變頻電機組成;數(shù)據采集系統(tǒng)由凸輪軸位置傳感器、角標儀和數(shù)據采集儀組成，可測得對應曲軸轉角的相位，主要設備見表1。

表1 實驗裝置主要設備

1.3 基于AMESim的系統(tǒng)建模

葉片式進氣CVCP系統(tǒng)是機電液一體的非線性系統(tǒng)，其動態(tài)響應受發(fā)動機運行參數(shù)和系統(tǒng)主要部件結構參數(shù)的影響較大。因此，所建模型不僅能對相位器和機油控制閥進行仿真，而且能反映潤滑油的黏溫特性、系統(tǒng)泄漏和相位器附加轉矩的變化。圖3為基于AMESim的數(shù)值計算模型，主要由機油性能、供油系統(tǒng)、機油控制閥、CVCP和凸輪軸與氣門機構5個主要模塊組成。其中機油性能模塊可以反映機油黏度、密度和體積模量等參數(shù)隨溫度和壓力的變化;凸輪軸與氣門機構模塊可較為準確地模擬相位器的實際負載隨轉速的變化規(guī)律。

為了能對這些參數(shù)進行獨立研究和探討，系統(tǒng)建模和實驗臺架的搭建均采用獨立的潤滑油供給系統(tǒng)，可方便地對供油壓力、溫度和發(fā)動機轉速進行獨立的控制。

2 發(fā)動機運行參數(shù)的影響

CVCP動態(tài)響應特性是指發(fā)動機在各種工況下，進氣相位實際變化與目標變化速度的差異。這一特性不僅受到系統(tǒng)設計參數(shù)的影響，還與發(fā)動機運行參數(shù)有關。本文中按相位向提前方向調節(jié)(0→30°CA)和相位向滯后方向調節(jié)(30→0°CA)兩種工況，對各參數(shù)的影響機理和規(guī)律進行了細致的分析。

2.1 供油壓力和溫度的影響

供油壓力和溫度對相位器響應速度的影響顯著，如圖4所示。

油壓的影響主要體現(xiàn)在其對相位器輸出轉矩的影響。提高供油壓力，相位器輸出轉矩增加，則相位調節(jié)速度也相應增加。發(fā)動機低轉速階段油壓較低，是影響相位器響應速度的主要因素。因此，通過合理布置相位器供油油道或采用專用供油油道提高低速階段供油壓力是提高低轉速階段相位器響應速度的基本途徑。

由圖4可見:相位提前調節(jié)時，40～80℃范圍內，溫度增加，響應速度隨之增加，當溫度大于80℃以后，響應速度變化很小;相位滯后調節(jié)時，測試溫度范圍內，相位調節(jié)速度隨溫度的升高而增加，溫度大于80℃以后增加速度變緩。

溫度主要通過影響機油黏度、供油阻力、系統(tǒng)各處泄漏和相位器轉動黏性阻尼來影響相位調節(jié)速度，且當溫度增大到一定程度后，黏度的變化很小。由于相位提前調節(jié)較之滯后調節(jié)要困難，高溫時相位器內泄漏增加，從而導致溫度對提前調節(jié)速度的影響在80℃之后趨于平穩(wěn)，且有輕微的下降趨勢。

2.2 發(fā)動機轉速的影響

轉速對相位器響應特性的影響主要基于轉速變化對相位器附加轉矩的影響。轉速增加，相位器附加轉矩的變化頻率增加，轉矩幅值也稍有增加，該轉矩是進行相位器結構設計的關鍵參數(shù)。相位器在某一固定機油壓力作用下的輸出轉矩T應滿足:

式中:TL為凸輪軸所受轉矩，N·m;ω為相位器目標角速度，rad/s;I是相位器轉子及凸輪軸轉動慣量，kg·m2。若TL為定值，則相位器的輸出轉矩只要滿足略大于式(1)所得轉矩即可［9］。

但對于負載為交變轉矩，且作用頻率隨轉速變化的情況，轉矩TL的選取則與發(fā)動機轉速有關。圖5為相位器在0.1和0.3MPa兩種油壓作用下，相位提前調節(jié)響應特性受轉速變化的影響。該相位器在0.1MPa供油壓力作用下，其輸出轉矩小于負載轉矩幅值。由圖可見:供油壓力為 0.1MPa、轉速為50r/min工況(起動過程)，相位調節(jié)過程不穩(wěn)定，實際相位受負載轉矩波動的影響顯著;隨著轉速的增加，波動幅度降低，響應速度也相應增加，轉速為800r/min時，調節(jié)過程平穩(wěn);當壓力為0.3MPa時，50r/min和200r/min工況調節(jié)過程較之0.1MPa時波動大為減小，且各轉速下調節(jié)時間也相差不大。

圖6為機油壓力=0.3MPa時，實驗測試所得較高轉速階段相位調節(jié)速度隨轉速的變化情況。由圖可見:高速階段調節(jié)速度隨轉速的變化很小，轉速大于3 000r/min以上時，調節(jié)速度基本不變。可見，當發(fā)動機轉速增大到一定值以后，可以認為相位器只是響應負載交變轉矩的平均值。因此，應以相位器負載轉矩的平均值作為TL來計算相位器所需輸出轉矩T，并綜合考慮系統(tǒng)泄漏、黏性阻力對實際供油壓力的影響、摩擦對相位器實際負載的影響、相位器調節(jié)速度要求和布置空間的限制等因素，合理設計相位器尺寸。

3 CVCP系統(tǒng)結構參數(shù)的影響

系統(tǒng)的結構參數(shù)主要包括供油油路、機油控制閥(oil control valve，OCV)和相位器等部件的結構尺寸。在供油壓力一定的情況下，油路的尺寸與布置和OCV的出口流量特性影響供給到相位器的實際油壓和相位器的回油背壓，而相位器本身的結構尺寸更決定著相位器的輸出轉矩和理論排量。

3.1 OCV流量特性和系統(tǒng)油路的影響

OCV是整個相位調節(jié)系統(tǒng)的執(zhí)行機構，ECU通過輸出PWM信號控制OCV進而控制相位器的動作。相位器進行提前、滯后調節(jié)時，OCV工作在A或B出口最大開度位置，因此OCV流量特性對相位器響應速度的影響主要指其各出口開度最大時的流量。在AMESim模型中，OCV和供油油路都是液阻原件，圖7為模型中OCV出口結構參數(shù)示意圖。

圖中:x為閥口開度;ds、dr為閥芯和閥桿直徑;rc為圓角半徑;dc/2為閥桿與閥體之間的間隙。OCV出口的流通截面積A和流量Q的計算公式為

式中:Cq為流量系數(shù);ρ為機油密度;Δp為OCV供油口和出油口壓差;ρ(0)為壓力為0時的機油密度。由式(3)可知，OCV出口結構參數(shù)一定時，出口開度越大，則供油流量越大。

圖8為溫度 70℃，供油壓力 0.3MPa，轉速2 000r/min工況，相位向提前方向調節(jié)，OCV閥A、B口不同開度時，相位器回油背壓(滯后腔油壓)、提前與滯后油腔壓差和最大角度調節(jié)響應時間。比較1、2和3、4兩組數(shù)據可以看出，OCV回油口B開度一定時，隨著進油口開度增加，回油背壓增加，但相位器提前、滯后腔壓差也增加，故相位調節(jié)響應速度增加;比較1、3和2、4兩組數(shù)據可以看出，供油口A開度一定時，隨著回油口B開度增加，回油背壓降低，提前、滯后腔壓差增加，相位器響應時間相應減少;分別將第2、3兩組數(shù)據與1組數(shù)據進行比較可以發(fā)現(xiàn)，提前方向調節(jié)，增加進油口開度比增加出油口開度對響應速度的提高效果更明顯。此外，OCV出口開度對響應速度的提高還受到機油溫度和壓力的雙重影響。

圖9為系統(tǒng)安裝3種不同型號OCV的測試結果，表2為各型號OCV的流量特性，其中0號為原機OCV閥。由圖可見:系統(tǒng)安裝1、2號OCV時，響應速度較之安裝原OCV時都有提高，且提高效果受機油壓力和溫度的影響，尤以低壓、低溫時效果最為明顯;A口(提前方向)流量增加對響應速度的提高受油壓的影響明顯，而B口幾乎不隨油壓變化。油道的影響與OCV相似，其流量方程與式(3)相同，只是在流通截面積A的計算上稍有差別，鑒于OCV的出口都是通過相應油道與相位器相連，這里對OCV的討論同樣適用于油道。

表2 不同型號OCV出口最大流量

3.2 CVCP結構參數(shù)的影響

相位器的結構參數(shù)主要包括定子半徑R、轉子半徑r、葉片高度h和葉片數(shù)N(本系統(tǒng)N=4)。相位器排量V由這些參數(shù)計算而得，并影響相位器輸出轉矩，進而影響相位調節(jié)速度。它們之間的數(shù)學關系［9］為

式中:pt和pz分別為提前腔和滯后腔油壓;ηm為相位器機械效率，一般取0.8～0.95。本系統(tǒng)相位器h=2.2cm，R=3.75cm，r=2.05cm，V=272mL/r。受相位器布置空間的限制，R和r不易改變，h則可在一定范圍內變化。因此，可通過變化h值來改變相位器理論排量。表3為不同葉片高度對應的理論排量，圖10為供油壓力0.3MPa，溫度70℃，轉速2 000r/min工況下，不同排量相位器的響應曲線:相位器排量從2 48到297mL/r變化時，響應時間逐漸減少，而進一步增大理論排量，響應速度反而降低，但總體來說，差別甚微。圖11為不同排量相位器輸出轉矩的波動。由圖可見，隨著相位器理論排量的增加，輸出轉矩的波動幅度逐漸加大。圖12為響應時間和輸出轉矩平均值隨葉片高度的變化關系。由圖可見，相位器響應速度的變化實際上是與其輸出轉矩的平均值對應的。

表3 相位器不同葉片高度時的理論排量

這是因為，在現(xiàn)有供油條件下，相位器排量增加，相位器轉動相同角度所需的機油流量也會增加，由前文關于OCV和油路的討論可知，相位器的實際供油壓力將降低，而回油背壓則會增加，導致相位器有效供油壓力降低。當排量大到一定程度時，受到供油流量的限制和實際供油壓力的降低影響，排量增加產生的轉矩增量被抵消，實際輸出轉矩反而降低，導致大排量時響應速度下降。也就是說，要想提高現(xiàn)有相位器系統(tǒng)的響應速度，必須對供油系統(tǒng)進行調整，即在特定的供油系統(tǒng)情況下，存在一個最佳的相位器排量，供油系統(tǒng)和相位器必須合理匹配，才能發(fā)揮各自的最大效用。

4 結論

(1)機油壓力和溫度對相位器響應速度的影響顯著，通過OCV閥各出口參數(shù)的合理設計可提高相位器實際供油壓力，對調節(jié)速度的改進效果明顯。

(2)相位器負載的變化主要基于轉速的影響，在相位器實際工作轉速范圍內，可以認為相位器實際負載就是作用轉矩的平均值，這也是相位器設計時的目標載荷。

(3)OCV和油道通過影響相位器的供油壓力和回油背壓影響相位器有效供油壓力，OCV各出口流量特性應盡量一致才能發(fā)揮增加出口最大開度對提高響應速度的效果。

(4)由于受現(xiàn)有供油流量的限制，相位器排量的增加對提高響應速度的整體影響不大。

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