VVA發(fā)動機潤滑系統(tǒng)CAE優(yōu)化

1、VVA發(fā)動機潤滑系統(tǒng)CAE優(yōu)化日益嚴峻的能源安全和環(huán)境保護兩大問題,使全球公眾對清潔能源技術(shù)的關(guān)注持續(xù)升溫。在滿足排放(含二氧化碳)法規(guī)前提下的汽油機高效燃燒過程的組織顯得格外重要。因此, 以VVT( variable valve tim ing )和VVL ( variable va lve lift)(統(tǒng)稱為VVA, variable valve actuat ion)等先進技術(shù)為代表的汽油機新技術(shù)目前已被廣泛地應(yīng)用在發(fā)動機產(chǎn)品上, 以有效地提高發(fā)動機功率、降低油耗、減少排放 1, 4 。發(fā)動機引入VVA 技術(shù)以后, 潤滑系統(tǒng)除了把數(shù)量足夠的潔凈潤滑油輸送到全部傳動件的摩擦表面, 并在摩擦

2、表面之間形成油膜, 實現(xiàn)液體摩擦, 從而減小摩擦阻力、降低功率消耗、減輕機件磨損外 2 , 還必須具有靈活液壓驅(qū)動VVA 機構(gòu)的重要功能。因此, VVA 發(fā)動機的潤滑系統(tǒng)必須進行系統(tǒng)優(yōu)化, 以滿足潤滑和液壓驅(qū)動雙重需要。本文基于F low M aster軟件建立了VVA 發(fā)動機的潤滑系統(tǒng)一維模型, 分別分析了VVT 和VVL系統(tǒng)同時工作時曲軸主軸承(m ain bearing, MB )、連桿軸承( conrod bearing, CB )和凸輪軸軸承( camshaft bearing, CSB )的配合間隙、機油泵特性、機油溫度、活塞冷卻噴嘴( PCJ, piston coo ling j

3、et)等關(guān)鍵參數(shù)對潤滑系統(tǒng)的影響, 并對系統(tǒng)進行綜合優(yōu)化。優(yōu)化后的潤滑系統(tǒng)的壓力特性完全滿足潤滑和液壓驅(qū)動雙重要求。1、 一維仿真模型的建立本文分析的VVA 發(fā)動機采用了進排氣雙VVT系統(tǒng)和兩級可變單進氣VVL系統(tǒng)。在保證有效潤滑的前提下, 為了減少進入CSB 的潤滑油量以減少CSB 的機油泄漏量, 在通往CSB的油道中設(shè)置了直徑為1. 5mm的節(jié)流量孔, 如圖1所示。圖2 給出了VVA 發(fā)動機潤滑系統(tǒng)缸蓋部分的詳細3D模型。圖3 給出了采用專業(yè)流體分析軟件F low Master建立的一維分析模型。2 、 統(tǒng)仿真邊界條件及參數(shù)為便于闡述, 本文涉及到的壓力均是絕對壓力值。2. 1И

4、577; 兩級可變VVL系統(tǒng)兩級可變VVL 系統(tǒng)采用機油液壓驅(qū)動, 通過調(diào)整鎖銷的工作狀態(tài)實現(xiàn)高、低升程的切換, 系統(tǒng)默認工作狀態(tài)為鎖銷解鎖狀態(tài), 即低升程狀態(tài)。鎖銷的開啟絕對壓力為2. 75 bar。表1 給出了VVL系統(tǒng)的關(guān)鍵運行參數(shù)。2. 2􀀁 VVT系統(tǒng)進排氣雙VVT系統(tǒng)的調(diào)節(jié)范圍為0 50!CA,相位器鎖銷開啟壓力為0􀀂2 bar。圖4給出了發(fā)動機各轉(zhuǎn)速下基于閥系分析得到的進排氣凸輪軸相位器調(diào)整時對應(yīng)的驅(qū)動油壓。由圖可知, 在發(fā)動機轉(zhuǎn)速為1 000 r /m in時, 進排氣VVT相位器分別需要1􀀂815 bar和2⣵

5、78;23 bar以上的絕對機油驅(qū)動壓力才能工作, 此時系統(tǒng)油壓不能滿足工作要求;當(dāng)轉(zhuǎn)速在1 000 r /m in以上時, 潤滑系統(tǒng)油壓始終大于進氣VVT所需的驅(qū)動油壓, 故進氣VVT 能工作。而排氣VVT在發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2 000 r /m in時,需要高達2􀀂54 bar以上(高于系統(tǒng)油壓)的驅(qū)動油壓, 仍不能工作, 只能在2 000 r /m in以后才能工作。因此, 后續(xù)的潤滑系統(tǒng)分析將重點解決低轉(zhuǎn)速下VVT和VVL系統(tǒng)不能工作的問題。2. 3􀀁 軸承配合間隙表2 是原機的軸承配合間隙選配表, 其中的最大值和最小值根據(jù)軸頸和軸承的尺寸公差計算得到。其

6、中凸輪軸軸承配合間隙與工作溫度密切相關(guān), 圖5給出了其配合間隙隨工作溫度變化的曲線。2. 4􀀁 機油泵的邊界條件圖6和7分別給出了后續(xù)分析的原發(fā)動機機油泵和改進后的機油泵壓力- 流率特性參數(shù), 其中改進后的機油泵壓力- 流率特性較原機機油泵的特性參數(shù)有了相對提升。2. 5􀀁 PCJ邊界條件圖8給出了原機和改進后PCJ的壓降流量特性。從圖8中可見, 改進后PCJ的起噴壓力由原機的2. 75 bar提高到3. 0 bar。3􀀁 仿真結(jié)果及分析仿真在VVT 和VVL系統(tǒng)同時工作的前提下進行, 以考察各參數(shù)對潤滑系統(tǒng)的總體影響。3. 1И

7、577; 軸承配合間隙對潤滑系統(tǒng)的影響潤滑系統(tǒng)其余參數(shù)保持一致, 分別分析了各軸承摩擦副間隙設(shè)置為最大和最小2 種狀態(tài), 分析結(jié)果如圖9和10所示。對比圖9和10可見, 軸承配合間隙的變化對潤滑系統(tǒng)的油壓影響較小。將配合間隙由最大值調(diào)整到最小值, 且發(fā)動機轉(zhuǎn)速為1 000 r /m in時, 各子系統(tǒng)的機油壓力僅提升了0􀀂3 bar左右, 且壓力提升后VVT 和VVL系統(tǒng)均不能工作。這表明僅改變軸承配合間隙不能滿足VVA 系統(tǒng)的工作需求, 需要對潤滑系統(tǒng)的其他參數(shù)進行優(yōu)化調(diào)整。3. 2􀀁 機油泵特性對潤滑系統(tǒng)的影響 機油泵的壓力- 流率特性決定著潤滑系統(tǒng)的壓

8、力- 流率特性。圖11、12分別給出了基于圖6、7所示的2種機油泵特性參數(shù)對應(yīng)的各系統(tǒng)的油壓隨轉(zhuǎn)速變化曲線。如圖11所示, 在原機油泵壓力- 流率特性參數(shù)下且發(fā)動機轉(zhuǎn)速為1 000 r /m in時, VVT 和VVL系統(tǒng)的驅(qū)動油壓均低于其工作時的驅(qū)動油壓, 這2個系統(tǒng)都不能工作。VVA系統(tǒng)只有在發(fā)動機轉(zhuǎn)速高于2 750 r/m in后才能同時開始工作。采用改進機油泵后, 由于機油泵壓力- 流率特性相對提升,在發(fā)動機轉(zhuǎn)速為1 000 r /m in時, VVT和VVL系統(tǒng)都能工作, 但在發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2 000 r/m in時, 排氣VVT 的驅(qū)動油壓略低于3􀀂54 bar的工

9、作油壓值,無法工作, 如圖12所示。上述結(jié)果表明, 機油泵的壓力- 流率特性對改善潤滑系統(tǒng)的壓力有明顯效果, 若在改進機油泵特性的基礎(chǔ)上再結(jié)合其他因素進行優(yōu)化, 將有可能使VVA 系統(tǒng)在所有轉(zhuǎn)速下都能工作。3. 3􀀁 機油溫度對潤滑系統(tǒng)的影響圖13和14 分別給出了機油溫度分別為140 和120 時各系統(tǒng)的壓力隨發(fā)動機轉(zhuǎn)速變化的曲線。從圖13 可見, 當(dāng)溫度為140 , 發(fā)動機轉(zhuǎn)速為1 000 r /m in時, 潤滑系統(tǒng)的相對壓力是2􀀂05bar, 遠小于VVL系統(tǒng)2􀀂75 bar的工作油壓。當(dāng)機油溫度調(diào)整為120 , 發(fā)動機轉(zhuǎn)速仍為1

10、000 r/m in時, 潤滑系統(tǒng)的壓力大于2􀀂75 bar, 遠遠超過了VVL系統(tǒng)的工作油壓, 如圖14所示。溫度升高后, 機油的黏度減小, 機油流動性變好, 各系統(tǒng)的機油泄漏量也會相對增加, 導(dǎo)致系統(tǒng)壓力降低。另一方面, 降低機油溫度雖能有效增加各系統(tǒng)壓力, 但低溫使機油的黏度增加, 流動性變差, 系統(tǒng)的有效潤滑性能將隨之惡化。因此, 在實際系統(tǒng)中, 應(yīng)折衷考慮機油溫度對潤滑和液壓驅(qū)動壓力的影響。3. 4􀀁 PCJ對潤滑系統(tǒng)的影響圖15、16 分別給出了發(fā)動機轉(zhuǎn)速為1 000 r /m in時基于圖8所示的2種壓降- 流量特性的PC J下各系統(tǒng)的壓力分布

11、情況。從圖8 可見, 原PC J 在發(fā)動機轉(zhuǎn)速為1 000 r /m in時的啟噴壓力為2􀀂5 bar, 低于排氣VVT 和VVL系統(tǒng)的驅(qū)動油壓, 這將導(dǎo)致潤滑系統(tǒng)壓力增加到2􀀂5 bar時PC J就開啟泄油, 直接導(dǎo)致潤滑系統(tǒng)的油壓得不到有效提升, 使得如圖15 所示的排氣VVT和VVL系統(tǒng)均不能在1 000 r /m in時工作。將PC J的啟噴壓力提高到3􀀂0 bar后, 各系統(tǒng)的油壓顯著提升, VVT 和VVL 系統(tǒng)均能工作。上述結(jié)果表明, PCJ的啟噴壓力對整個潤滑系統(tǒng)的油壓影響同樣較為顯著。通過適當(dāng)提升啟噴壓力, 可顯著增加系統(tǒng)

12、油壓, 使VVA 系統(tǒng)在一定條件下能工作。但在提升PC J啟噴壓力的同時還需同時考慮對活塞冷卻效果的影響。過高的PC J啟噴壓力會導(dǎo)致活塞得不到充分冷卻, 從而影響發(fā)動機性能。3. 5􀀁 CSB節(jié)流量孔對潤滑系統(tǒng)的影響圖17和18 對比給出了發(fā)動機轉(zhuǎn)速為1 000r /m in時CSB節(jié)流量孔對各系統(tǒng)壓力的影響。對比兩圖可見, 增加CSB節(jié)流量孔后, CSB的壓力下降了0􀀂5 bar左右, 但VVT 和VVL系統(tǒng)的驅(qū)動油壓顯著增加到正常驅(qū)動油壓以上, 使得VVA 系統(tǒng)均能工作。這表明節(jié)流量孔在不影響CSB 的正常潤滑前提下, 顯著降低了CSB 的機油泄漏量,

13、 使得系統(tǒng)壓力得到較大幅度提升, 是一種改善潤滑系統(tǒng)壓力的有效技術(shù)途徑。3. 6􀀁 潤滑系統(tǒng)綜合優(yōu)化及分析基于上述各參數(shù)對潤滑系統(tǒng)的影響效果, 綜合優(yōu)化采用如下邊界條件:1) 由于軸承配合間隙對潤滑系統(tǒng)的影響不明顯, 且控制配合間隙會導(dǎo)致發(fā)動機成本增加, 故這里對配合間隙不作特殊要求, 只需滿足表2 所示的要求即可;2) 采用圖7所示的改進機油泵壓力- 流率特性;3) 機油的工作溫度變化范圍很大, 在內(nèi)燃機起動時為環(huán)境溫度; 在內(nèi)燃機正常運轉(zhuǎn)時, 曲軸箱中的機油的平均溫度可達95 以上或更高; 同時, 機油還與180 300 的高溫零件接觸; 因此可將系統(tǒng)機油溫度設(shè)置135

14、5 ;4) 采用圖8 所示的改進后PC J壓降流量特性;5) 采用節(jié)流孔徑為1. 5 mm 的CSB 節(jié)流量孔。圖19給出了上述邊界條件下各系統(tǒng)的壓力隨發(fā)動機轉(zhuǎn)速變化的曲線。從圖10中可見, 在原機潤滑系統(tǒng)VVT和VVL 難以工作的發(fā)動機轉(zhuǎn)速為1 000 2 000 r/m in, 優(yōu)化后的潤滑系統(tǒng)均能提供大于進排氣VVT和VVL 系統(tǒng)工作驅(qū)動油壓以上的機油壓力, 2個系統(tǒng)都能工作, 且發(fā)動機的其他潤滑部位機油壓力滿足正常潤滑需求。圖20給出了優(yōu)化后的潤滑系統(tǒng)流量分布趨勢, 結(jié)果顯示, 由于潤滑系統(tǒng)的綜合優(yōu)化, 即使PC J的起噴壓力由2􀀂5 bar提高到3􀀂

15、;0 bar, 但PCJ在1 200 r /m in左右就開始噴油, 故活塞潤滑、冷卻不受影響。通常, 汽油機主油道的機油壓力為2 3 bar;高速柴油機為3 6 bar; 高速強化柴油機為6 9bar; 在最低轉(zhuǎn)速空轉(zhuǎn)時, 機油壓力不應(yīng)低于0􀀂51 bar 3 , 優(yōu)化后的潤滑系統(tǒng)的壓力始終高于2􀀂0bar。考慮到油道沿程阻力, 主油道的壓力始終大于2 bar, 因此, 潤滑系統(tǒng)各主要摩擦副的油壓和流量正常, 潤滑可靠。4􀀁 結(jié)論1) 潤滑系統(tǒng)軸承配合間隙對系統(tǒng)的油壓影響較小, 為減小控制配合間隙帶來的成本提升, 可對在潤滑系統(tǒng)優(yōu)化時對配合間隙不做特殊要求