燃油泵凸輪相位對正時驅動系統影響的研究

李偉軍 李周裕 張小虎 李兆建

(上海汽車集團股份有限公司)

0 引言

燃油泵凸輪是直噴式汽油機不可或缺的零件，其位于進氣凸輪軸上，在正時驅動系統的作用下驅動高壓油泵挺柱，在高壓油泵內產生發動機所要的燃油噴射壓力，并在正常燃油噴射及VVT調節后仍能維持油軌壓力，控制壓力波動，是發動機正常工作的保證。

燃油泵凸輪在進氣凸輪軸上的布置是其設計的關鍵所在，直接決定了正時驅動系統的可靠性〔1〕。筆者在曲軸動力學和配氣系統動力學的基礎上建立了正時驅動系統多體動力學模型〔2－3〕，對比分析了不同燃油泵凸輪相位偏角對正時鏈條和液壓張緊器動態響應的影響，得到了最有利的發動機燃油泵凸輪布置方案，對燃油泵凸輪設計具有一定的指導意義。

1 燃油泵類型及布置

如圖1所示，常用的燃油泵凸輪有兩凸桃式、三凸桃式和四凸桃式。隨著燃油噴射系統對壓力的要求越來越高，兩凸桃式驅動凸輪由于供給流量低、油軌壓力波動大的特點已被棄用，而相對于三凸桃式燃油泵凸輪，四凸桃式能夠在相對較低的凸輪升程下提供足夠的燃油流量、維持較小的油軌壓力波動，逐漸成為主流的設計方向。

燃油泵凸輪一般布置在進氣凸輪軸后端，其布置相對于氣門凸輪有一定的相位偏移。如圖2，四缸發動機的點火順序是4－2－1－3，360°曲軸轉角為1缸點火上止點位置，氣門凸輪最大升程位置相對于點火上止點位置滯后角度α，由于對特定的發動機該角度是固定的，因此，燃油泵相位也可以用相對氣門最大升程位置的滯后角β表示。燃油泵相位選取是燃油泵設計的關鍵點之一，直接決定了配氣正時驅動系統的驅動力矩、耐久性和工作平順性。

2 配氣正時驅動系統及CAE模型

表1是本研究采用發動機的主要參數，β是初始設計參數，在發動機試驗驗證過程中多次出現鏈條斷裂失效，本研究將通過CAE分析來改進初始設計。

圖3 配氣正時驅動系統

圖3是配氣正時驅動系統的結構圖及多體動力學模型圖。驅動系統主要由曲軸鏈輪、凸輪軸鏈輪、正時鏈條張緊器、張緊軌，固定導軌、上導軌和正時鏈條，其中凸輪軸鏈輪均是40齒，曲軸鏈輪20齒，正時鏈條張緊器為液壓式。圖3(b)是正時驅動系統多體動力學模型示意圖，其中曲軸轉速波動、進排氣凸輪軸驅動力矩和燃油泵驅動力矩作為激勵加載在正時驅動系統CAE模型中。曲軸振動、進排氣凸輪軸驅動力矩和燃油泵驅動力矩隨時間的變化分別由曲軸動力學、配氣系統動力學和燃油泵動力學單獨計算得出。

圖4 曲軸振動和凸輪軸驅動力矩

圖5 不同燃油泵偏移角γ下的燃油泵驅動扭矩

圖4(a)為不同轉速下，曲軸轉速波動結果，其作為正時驅動系統CAE計算的邊界條件，從圖中可以看出，在1000rpm時，曲軸扭振幅值較大，主要表現為較大的曲軸滾振，隨著轉速提高，在曲軸減震器的作用下，振動幅值減小，主要表現為扭振。圖4(b)是進氣凸輪軸 (含燃油泵)的驅動力矩，在1000rpm時驅動力矩峰值為8N.m，在6800rpm高達16N.m。值得注意的是，不同燃油泵布置會導致燃油泵驅動力矩發生相位偏移，這也會導致進氣凸輪軸 (含燃油泵)驅動力矩發生改變(如圖5)。圖4(c)是排氣凸輪軸的驅動力矩，在1000rpm時最大驅動力矩達12N.m，隨著轉速提高，最大驅動力矩位置發生偏移，最大值略有下降。

3 CAE改進設計結果與分析

從圖2可以看出，原設計中氣門最大升程和燃油泵凸輪最大升程時刻幾乎重合，此時會導致氣門驅動和燃油泵驅動扭矩峰值疊加，凸輪軸驅動力矩過大，因此可能出現驅動系統過載的情況。為了改善驅動系統的載荷情況，本研究在原設計的基礎上，定義了燃油泵相位偏移角γ=β－8°(即原設計為相位偏移基準)，并探求了不同燃油泵相位偏移角γ對驅動系統的影響。

過載是導致鏈條斷裂的直接因素，載荷大小決定了正時驅動系統的可靠性，是主要的考核指標之一。表2給出了γ=10°～80°時鏈條最大載荷情況。可以看出，在當前設計γ=0°時，鏈條最大載荷為2.27kN，隨著偏移角增加，最大載荷有所下降，在30°～40°時達到最小值，偏移角進一步增加，最大載荷增大，在70°～80°時達到最大。進一步的研究結果表明，偏移角30°和40°較為接近，在不同的轉速下，各有優勢，偏移角70°和80°情況也類似。根據以上分析，可以將γ=30°定義為最優設計，將γ=70°定義為最差設計。如圖5所示，隨著燃油泵凸輪發生偏移，燃油泵驅動力矩也發生相位偏移。

表2 不同偏移角時的鏈條最大載荷

結合圖2可知，當γ=30°時，燃油泵凸輪最大升程處于第4缸與第2缸氣門升程的重合區域，屬于氣門小升程階段，也即避開了氣門驅動最大扭矩段，從而可以降低鏈條載荷;當γ=70°時，燃油泵最大升程雖然避開了第4缸氣門最大升程，但是與第2缸氣門最大升程較接近，會導致鏈條載荷增加。圖6是不同燃油泵相位偏移角γ對應的正時驅動鏈條載荷，每個偏移角γ對應三條曲線，分別對應各轉速下的最大載荷、最小載荷和平均載荷。圖6(a)是鏈條緊邊載荷圖，鏈條緊邊載荷隨著轉速增加而上升，在5000～6000rpm時達到最大值，之后載荷隨轉速增加而下降。由于該鏈條能承受的極限載荷為2kN，γ=0°和γ=70°時，最大載荷已經超過極限載荷，是應該避免的，而γ=30°時鏈條載荷大大降低，有利于提高正時驅動系統的可靠性。除此之外，鏈條的最小載荷也有所提高，意味著鏈條的載荷波動降低，鏈條受力均勻。圖5(b)和5(c)分別是凸輪軸間鏈條載荷和鏈條松邊載荷，載荷隨轉速的變化趨勢跟圖5(a)一致，同時在γ=30°時，鏈條載荷大大降低。

為進一步說明燃油泵相位偏移角γ對正時驅動系統的影響，本研究還比較了不同偏移角γ下的張緊器響應。圖7是不同燃油泵凸輪偏移角下張緊器的動態響應，發動機全轉速范圍內，張緊器載荷、張緊器高壓油腔壓力和張緊器活塞位移對應三條曲線，分別是同最大值、最小值和平均值，張緊器活塞振動位移對應兩條曲線，是由張緊器活塞平均位移導出，分別是振動的正負幅值的最大值。從圖7可以看出，張緊器載荷、油腔壓力和活塞位移隨著轉速升高，在3000rpm以下緩慢上升，超過3000rpm后數值迅速增加，在5000rpm～6000rpm達到最大值，之后下降。原設計γ=0°的基礎上將燃油泵凸輪偏移γ=30°，張緊器載荷明顯降低，張緊器高壓油腔最大壓力大幅下降，同時張緊器載荷和油腔壓力波動降低，說明張緊器工作可靠性提高且更為平穩;同時從圖7(c)可以看出，張緊器活塞位移降低，說明鏈條的工作更為穩定，對張緊器活塞的追隨性要求降低;張緊器的振動位移也有所降低，整個正時驅動系統振動減小，有利于改善工作平順性。

圖6 不同燃油泵周向偏移角γ的正時驅動鏈條載荷

4 結論

燃油泵凸輪相位對配氣正時驅動系統具有很大影響，當燃油泵凸輪最大升程位于兩氣門升程重合區域時，正時驅動鏈條和張緊器載荷低，張緊器動態響應弱，有利于系統可靠、穩定地工作。可以推斷，四缸發動機采用四凸桃燃油泵凸輪設計比其他型式凸輪更有利。

圖7 不同燃油泵凸輪偏移角下張緊器的動態響應

〔1〕李百巖，陳椿芳.MBD機型燃油泵凸輪安裝提前角的確定.柴油機，2004增刊，201－202.

〔2〕劉波.發動機配氣機構及鏈驅動正時系動力學分析〔C〕.中國內燃機學會第八屆學術年會論文集，2008.

〔3〕盧小銳.發動機曲軸及正時帶系統的多體動力學研究〔D〕.天津:天津大學，2013.

〔4〕王忠，魏淼若，尹德斌，等.發動機正時鏈可靠性試驗臺的設計〔J〕.車用發動機，2010，(2).