基于参变量扫值和正交设计的柴油机配气机构凸轮型线优化设计.pdf

第 44卷 第 4期2023年 8月Vol.44 No.4August 2023内燃机工程Chinese Internal Combustion Engine Engineering基于参变量扫值和正交设计的柴油机配气机构凸轮型线优化设计武建德1，谢荣2，张忠伟3，杨志浩4，赵俊生1（1.中北大学 机械工程学院，太原 030051；2.山西大唐国际神头发电有限责任公司 设备部热工组，朔州 036011；3.中国北方发动机研究所，天津 300400；4.潍柴动力股份有限公司 内燃机可靠性国家重点实验室，潍坊 261061）Optimising the Cam Profile of Camshaft for A Diesel Engine Based on Parametric Sweeping and Orthogonal DesignWU Jiande1，XIE Rong2，ZHANG Zhongwei3，YANG Zhihao4，ZHAO Junsheng1（1.College of Mechanical Engineering，North University of China，Taiyuan 030051，China；2.Equipment Thermal Engineering Group，Shanxi Datang International Shentou Power Co.，Ltd.，Shuozhou 036011，China；3.China North Engine Research Institute，Tianjin 300400，China；4.State Key Laboratory of Internal Combustion Engine Reliability，Weichai Power Co.，Ltd.，Weifang 261061，China）Abstract：A dynamic model of a valvetrain system of the multi-cylinder 12V150 diesel engine was established.Cam jerk，cam contact stress and lubrication coefficient were taken as optimization objectives.Several key design parameters of the symmetric six-segment cam acceleration profile including the second segment width，the sixth segment amplitude and the second segment amplitude were selected.Numerical simulations were carried out by using parametric sweeping and orthogonal design.A multi-objective optimization of the key parameters of the symmetric six-segment cam acceleration profile was conducted.The results show that the width of the second segment has a significant influence on the maximum contact stress and the lubrication coefficient of the cam.And the width of the second segment and the amplitude of the second segment have highly significant influence on the maximum jump.The maximum value of contact stress and the maximum value of lubrication coefficient can be optimized as the main trade-off objectives，while the maximum value of jump can be effectively adjusted by the amplitude of the second segment.摘要：建立了 12V150 高功率密度柴油机凸轮轴全阀系动力学模型，以跃度（配气机构运动学指标）、接触应力（动力学指标）、润滑系数（流体动力润滑特性指标）作为优化目标，选取第二分段宽度、第六分段幅值和第二分段幅值作为对称式六分段凸轮加速度型线的关键设计参数，通过参变量扫值和正交试验设计进行了极差分析和方差分析，完成了对称式六分段凸轮加速度型线设计中关键参数的多目标优化。结果表明，第二分段宽度对凸轮接触应力最大值及润滑系数最大值影响高度显著，第二分段宽度和第二分段幅值对跃度最大值影响高度显著。接触应力最大值与润滑系数最大值可作为主要权衡目标进行优化，而跃度最大值可由第二分段幅值进行有效调节。关键词：配气机构；凸轮型线；正交设计；参变量扫值；多目标优化文章编号：1000-0925（2023）04-0039-09440046收稿日期：2022-10-20修回日期：2022-12-29基金项目：内燃机可靠性国家重点实验室开放基金项目（SKLER-201903）Foundation Item：Open Project of State Key Laboratory of Internal Combustion Engine Reliability（SKLER-201903）作者简介：武建德（1969），男，高级工程师，主要研究方向为机械产品创新设计及加工，E-mail：；赵俊生（通信作者），E-mail：。2023年第 4期内燃机工程Key words：valvetrain；cam profile；orthogonal design；parametric sweeping；multiobjective optimizationDOI：10.13949/ki.nrjgc.2023.04.006中图分类号：TK423.40概述高功率密度柴油机在不断强化的过程中，转速提高，气缸燃烧压力和惯性力等冲击载荷加剧，这对配气机构的设计提出了更高要求1。凸轮型线是配气机构设计的核心，直接影响配气机构的性能。凸轮型线设计方法主要包括刚性设计（运动学设计）、弹性设计（动力学设计）。基于刚性和静态的配气机构运动学设计方法，能够方便地将凸轮的工作段与缓冲段通过运动学约束条件连接起来，可直接将预设的凸轮加速度型线积分两次求得凸轮升程型线。基于弹性和动态的配气机构动力学计算包含零部件的质量、刚度和阻尼参数，并考虑各零部件的接触和变形。文献 2 中将配气机构中各零件等效为完全刚性体，进行了变型双曲函数配气凸轮型线的优化设计，评价了型线参数与丰满系数的关系。文献 3 中考虑了配气机构各零件的弹性变形，进行了动力学建模，得到各零件的运动规律。研究表明，弹性设计方法更能反映内燃机运行时配气机构的真实工作情况。文献 4 中针对高速汽油机异响等问题采用多项动力加速度方法重新设计了凸轮型线，解决了凸轮接触应力过高和挺柱飞脱等问题。考虑凸轮转速及结构参数等对动力学和动态接触特性的影响，文献 5 中针对凸轮结构参数、配气机构工况参数及结构参数三者进行了统一考虑，完成了凸轮型线参数的最优设计。文献 6 中研究了凸轮 挺柱的动态接触特性，采用余弦 等速段和高次 5 项式对凸轮型线进行优化设计，改善了凸轮的动态接触特性，使得凸轮在运行过程中能够保持比较稳定的油膜润滑状态。凸轮型线是柴油机配气机构设计的核心，配气机构凸轮型线设计主要包括多项动力加速度函数（polydyne）、分 段 加 速 度 函 数（individual section acceleration curve，ISAC）等设计方法7。文献8中分析了高次多项式凸轮型线的项数、幂指数、方次等参数对配气机构动力学的影响，结果表明多项式的项数在 7 项以内为宜。文献 9 中采用 6 项 5 阶多项式拟合已有凸轮型线，并采用直接搜索法进行动力学优化，优化后的气门弹簧振荡幅值大幅减小。文献 10 中设计了 7 次多项式凸轮型线，利用单纯形法优化了相关参数，减小了凸轮接触应力波动，并提高了原机功率。相比于多项动力加速度函数设计方法，分段加速度函数具有设计方便与调节灵活的特点。文献11 中比较了使用多项动力加速度、分段加速度及多项动力 分段加速度方法设计的 3 种非对称凸轮型线，结果表明分段加速度函数便于调节正加速度宽度，对配气机构的冲击明显减小。文献 12 中设计了多项式分段函数连接的非对称凸轮型线，结果表明仅可在有限范围内平衡丰满系数和配气机构阀系冲击力。文献 13 中对比分析了缓冲段及工作段包角相关参数对高次多项式、复合二摆和正弦 抛物线 3 种非对称凸轮型线的动力学影响，具有一定的参考意义。相比单缸配气机构动力学计算，多缸配气机构动力学计算考虑凸轮轴受各缸共同作用的影响，并考虑各缸进排气相互作用和气体载荷作用对配气机构的影响，使得计算结果更加丰富全面，更接近真实情况。对于高功率密度柴油机，基于弹性变形和流体动力润滑的影响，在曲轴扭转弯曲 轴向振动之间存在较强的耦合14。柴油机在强化过程中会引起正时齿轮振动加剧，由于曲轴的部分动力传递给多缸配气机构和各附件，势必导致各缸的凸轮动态接触应力存在差别15。上述文献中的凸轮型线优化大多通过对型线参数的运动学或动力学分析进行择优设计。参变量扫值是一种简单有效的优化方法，以所研究的参数为变量，选取合理的范围对其进行扫值计算，在约束条件或者无约束条件下找到最优的目标值16。参变量扫值方法一般适用于 12 个自变量的简单优化问题，可以有效揭示因子对响应参数的影响关系和趋势，并有助于策划试验设计的因子范围。凸轮型线的设计参数较多，使用试验设计方法能够快速筛选具有显著影响作用的因子并寻优。试验设计中的正交设计具有均匀分散和整齐可比两大特点，便于采用极差分析和方差分析等方法快速识别重要因子和因子取值的优化组合，可有效用于凸轮型线的多因子优化设计17。文献 18 中针对某型4 缸汽油机配气机构，以进气凸轮型线工作段的设计参数为变量对工作段采用正交试验设计，利用综合 40内燃机工程2023年第 4期分析法对工作段的参数进行优化匹配，得到了新型凸轮型线。文献 19 中针对朗肯循环发动机的时间控制方法和位置控制方法，采用正交试验设计方法研究了外部负载、进气压力、进气持续时间和理论行程对样机性能的影响程度显著性水平。为此，针对 12V150 高功率密度柴油机处于设计阶段的凸轮型线设计需求，综合考虑弹性变形和流体动力润滑的影响，建立了该柴油机凸轮轴及配气机构全阀系动力学模型。针对对称式六分段加速度凸轮型线设计参数，使用参变量扫值与正交设计相结合的仿真分析方法进行凸轮型线优化设计，代替复杂繁琐的参数调整过程，可为高功率密度柴油机凸轮型线的工程设计实践提供实用参考。1初始型线设计及配气机构动力学建模1.1凸轮型线初始设计凸轮型线的缓冲段采用等加速等速型设计。在研究过程中，为了简化问题和便于分析正加速度的宽度与正加速度幅值的影响，凸轮型线工作段采用对称式六分段加速度函数设计。在 AVL-Timing Drive 软件中生成的加速度型线如图 1 所示，图中16分别为依据凸轮转角进行分段的 6 个分段转角范围。在曲线类型代号中，lin-in 表示斜线，将前后两段曲线连接起来，幅值为前后两段曲线端点加速度值之差，无需特别定义；sin-f（sin-full）表示完整的半正弦波形，幅值为本段半正弦波的幅值，需要特别定义；sin-l（sin-left）表示半正弦波的左半，即 1/4正弦波，幅值为本段 1/4 正弦波的幅值，需要特别定义；fillet 为圆弧过渡段，幅值为前后两段曲线端点加速度值之差，无需特别定义。正加速度段为直线 正弦直线连接，负加速度段为正弦圆弧正弦连接。该软件在生成曲线时在不同段连接部分自动圆滑处理。工作段初始设计参数如表 1 所示。其中，正弦段的幅值供 AVL 软件内部计算参考，软件会计算正负加速度曲线的包络面积。直线段和圆弧段的末端加速度值就是其幅值，故没有定义。经过对动力学模型结果进行校核，各项运动学与动力学结果全部满足设计标准。1.2配气机构动力学建模以 12V150 高功率密度柴油机为研究对象。其配气机构型式为直驱平面挺柱式顶置气门，每个气门装配有内外反旋向双弹簧，每个气缸有两个进气门和两个排气门，单侧气缸的进气门和排气门由不同的凸轮轴驱动。所选 12V150 机型基本参数如表 2 所示。其中，排气门工作段包角与曲轴转角一致。根 据 本 机 型 配 气 机 构 结 构，在 AVL-Timing Drive 软件中建立左排气凸轮轴的全阀系动力学模型，如图 2 所示。2优化目标及设计参数分析2.1优化判据选择针对 12V150 高功率密度柴油机配气机构凸轮型线设计，常用到丰满系数（略大于 0.55）、振动次数（大于 1.3）、曲率半径（大于 3 mm）、弹簧裕度（大于1.2）4 项运动学判据，其皆满足评价要求且变化微小。单因子参变量扫值分析发现，凸轮接触应力最大值与凸轮桃尖润滑系数最大值的变化呈矛盾关系。同时，由于跃度是加速度的导数，能够反映从动件振动响应，因此常作为配气机构运动学分析的判据。图 1对称式六分段加速度型线示意图表 1对称式六分段加速度初始参数分段序号第一分段第二分段第三分段第四分段第五分段第六分段分段宽度/（）4.511.04.55.022.023.0末端加速度/（mm rad-2）55.055.0012.522.524.5曲线类型代号lin-insin-flin-insin-lfilletsin-l幅值/（mm rad-2）12.57.55.5表 212V150 柴油机参数项目型式V形夹角/（）缸径/mm标定转速/（r min-1）最高燃烧压力/MPa排气门升程/mm排气门工作段包角/（）发火顺序参数12缸四冲程901502 60023131401-12-9-4-5-8-11-2-3-10-7-6 412023年第 4期内燃机工程为此，考虑工程应用的实用性，选择较难满足评价要求的跃度最大值（运动学指标）、接触应力（动力学指标）、润滑系数（流体动力润滑特性指标）作为主要考核指标。最后，将优化后的对称式六分段加速度函数凸轮型线应用于配气机构动力学模型，对各项结果进行校核。具体标准如下：（1）跃度是加速度的导数，用来反映从动件的振动和冲击。从降低气门振动方面考虑，应使跃度小于 1 000 mm/rad3。（2）凸轮与挺柱之间的接触应力是柴油机系统设计的重要参数，主要由凸轮受力和凸轮曲率半径决定，进而影响凸轮型线、弹簧力、凸轮基圆直径等参数的设计决策。对于使用普通碳钢材料的凸轮轴和平面挺柱，最大许用接触应力为 600 MPa。（3）维持凸轮与从动件之间的最小油膜厚度是具有良好润滑特性的前提条件，润滑系数与平底从动件加速度和凸轮基圆半径有直接关系，可以通过修改从动件运动加速度或凸轮基圆半径使配气凸轮机构获得良好的润滑特性。因此，选用无量纲润滑系数N对凸轮的润滑性能进行评价。最小油膜厚度hmin由 Dowson s and Higginson s公式20导出，如式（1）所示。hmin=k0(r0+hT)2()RCr0+hT2-()RCr0+hT（1）k0=1.6 10502（2）式中，为凸轮转速，rad/s；0为常态下润滑油动力黏度，N s/m2；RC为接触点处的凸轮曲率半径，m；r0为凸轮基圆半径，m；hT为平底从动件升程，m。选择无量纲润滑系数N为无量纲凸轮润滑性能的评定参数，用式（3）表述。N=RCr0+hT（3）根据凸轮机构几何尺寸与运动学的关系可得 RC。RC=r0+hT+jT（4）式中，jT为挺柱加速度，m/rad2。无量纲润滑系数N的推导公式见式（5）。N=1+jTr0+hT（5）在式（1）和式（5）的基础上，得到相对油膜厚度h与润滑系数N之间的关系，如式（6）所示。h=|(2N-1)0.5N0.50.353 55（6）油膜厚度反映接触面之间润滑油的充沛程度，而润滑系数反映凸轮与挺柱之间的相对油膜厚度。润滑系数N与相对油膜厚度h之间的定量关系21如图 3 所示。凸轮桃尖区的润滑系数应大于 0.50或 在 0.150.25 之 间 且 润 滑 系 数 从 小 于 侧 逼 近0.25 为宜，这样能保证凸轮在经历一定磨损后仍具有较好的润滑性能。综上，以凸轮接触应力最大值、凸轮桃尖 30内的润滑系数最大值和跃度最大值作为优化目标。2.2主要设计参数由于凸轮型线工作段包角已确定且为左右对称式（图 1），则正、负加速度宽度之和为半包角。一旦正加速度的宽度确定后，负加速度的宽度即可确定。由于气门在开启时刻和达到气门升程最高点时刻的速度都为零，则气门加速度曲线的积分为零，即正、负加速度的曲线积分面积应当相等11。所以，当正、负加速度的宽度不变时，正、负加速度的幅值将决定加速度曲线的陡峭性和凹凸度。对称式六分段加速度设计参数的单因子分析表明，第二分段宽度、第六分段幅值和第二分段幅值对跃度、接触应力、润滑系数的影响较为显著。选择第二分段宽度、第六分段图 3相对油膜厚度与润滑系数之间的关系图 2左排气凸轮轴全阀系动力学模型 42内燃机工程2023年第 4期幅值和第二分段幅值为对称式六分段加速度型线设计的关键参数，具体结果见图 4图 6。图 4 为标定转速下接触应力最大值、润滑系数最大值、跃度最大值随第二分段宽度变化的运动学模拟结果。随着第二分段宽度增大，凸轮接触应力最大值单调增大，而桃尖 30内的润滑系数最大值和跃度最大值均单调减小，使其与接触应力最大值的变化呈倒置关系。标定转速下第六分段不同幅值下接触应力最大值、润滑系数最大值、跃度最大值的变化如图 5 所示。随着第六分段幅值增大，在标定转速时的凸轮接触应力最大值单调增大，而在桃尖 30内的润滑系数最大值先减小后增大，变化趋势较复杂。跃度最大值几乎线性减小，减小了 0.7%。在模拟计算的整个因子取值范围内，各运动学参数的结果均未超出设计标准。图 6 为标定转速下接触应力最大值、润滑系数最大值、跃度最大值随第二分段幅值变化的运动学模拟结果。第二分段幅值变化对标定转速时的凸轮接触应力最大值和桃尖 30凸轮转角内的润滑系数最大值无太大影响。跃度最大值随第二分段幅值增大而线性减小，减小了 5.7%。3分段加速度参数正交分析及优化上述参变量扫值计算的优点是能够直观图示响应参数相对于因子的变化规律和趋势，并能够由此确定进一步深入分析所需的因子取值范围；缺点是在扫值某因子时需要将其他因子的取值固定。为了进一步明确上述 3 个分段加速度凸轮型线设计因子的主效应和相互作用效应，并通过方差分析研究因子效应的显著性。方差分析采用的检验统计量是 F 统计量，即 F 值检验。F 值是组间均方和组内均方的比值，F 值越大说明相对组间的差异越大，影响越显著。P 值是 F 检验统计量的概率，是经过计算得到的检验统计量 F 的置信区间。方差分析需要设置空白列作为随机误差的估计参与到计算中，故采用 L9（34）的三水平正交表进行正交分析21。正交设计的第二分段宽度、第六分段幅值、第二分段幅值等各因子水平值如表 3 所示。不同因子水平组合下的接触应力最大值、润滑系数最大值及跃度最大值计算结果如表 4 所示。正交试验设计具有均匀分散和整齐可比两大特点，可以实现简单的手算分析和粗糙寻优，使用比较方便，适合用于筛选。3.1接触应力最大值在标定转速（2 600 r/min）时凸轮的接触应力最大值的正交试验的极差分析和方差分析结果如表 5所示。极差值和方差分析中的 F 检验值越大，因子对响应参数的影响就越显著。表 3正交设计的因子水平值因子水平123第二分段宽度 A/（）7.09.011.0第六分段幅值 B/（mm rad-2）3.54.55.5第二分段幅值 C/（mm rad-2）12.014.016.0空列D图 4标定转速第二分段宽度的考核指标计算结果图 5标定转速第六分段幅值的考核指标计算结果图 6标定转速第二分段幅值的考核指标计算结果 432023年第 4期内燃机工程从表 5 可以看出，极差分析结论与方差分析 F 检验结论是一致的。这 3 个分段加速度凸轮型线设计参数对标定转速时凸轮接触应力最大值的影响的主次顺序为：A（第二分段宽度）、B（第六分段幅值）、C（第二分段幅值）。标定转速各因子水平下的凸轮接触应力最大值如图 7 所示。由方差分析的 P 值结果可见，第二分段宽度对接触应力最大值的影响高度显著，对第六分段幅值的影响一般显著，对第二分段幅值的影响则不显著。这些结果与单因子参变量扫值分析时得到的影响规律是一致的，可以从图 4图 6 中得到证实。3.2润滑系数最大值在凸轮桃尖 30凸轮转角内润滑系数的最大值的正交试验的极差分析和方差分析如表 6 所示。从表 6 可以看出，极差结果与 F 检验结果是一致的，且 3 个分段加速度设计参数对润滑系数最大值的影响主次顺序规律与对接触应力最大值的影响顺序规律相同。方差分析的 P 值结果亦类似：对于润滑系数最大值，第二分段宽度的影响非常显著，第六分段幅值的影响一般显著，第二分段幅值的影响不显著。这些结论与单因子参变量扫值分析得到的影响规律一致。润滑系数最大值的因子主效应如图 8 所示。3.3跃度最大值跃度最大值的正交试验的极差分析和方差分析结果如表 7 所示。由表 7 可见，极差分析与 F 检验结果是一致的。这 3 个分段加速度凸轮型线设计参数对跃度最大值表 5接触应力最大值的极差分析和方差分析结果项目正交因子均值 k1均值 k2均值 k3极差 R平方和 Sj自由度FP参数A347.209365.242389.22942.0202 666.24222 594.4340.001B364.368367.122370.1895.82150.881249.5110.020C367.386367.525366.7680.7570.97420.9470.513D367.703366.957367.0190.7461.028（误差）2图 7标定转速凸轮接触应力最大值的因子主效应图 8桃尖 30内润滑系数最大值的因子主效应表 4正交设计的各考核指标的计算结果序号123456789水平A111222333B123123123C123231312D123312231接触应力最大值/MPa344.986347.134349.506362.475365.156368.095385.643389.076392.967润滑系数最大值0.279 60.281 30.283 10.250 50.252 30.254 10.220 40.220 80.222 6跃度最大值/（mm rad-3）947.417933.501919.896788.724776.456796.582671.784690.471679.072表 7跃度最大值的极差分析和方差分析结果项目正交因子均值 k1均值 k2均值 k3极差 R平方和 Sj自由度FP参数A933.605787.254680.442253.16396 918.420236 770.9870.001B802.642800.143798.5174.12525.90529.8280.092C811.49800.432789.37922.111733.3672278.2400.004D800.982800.622799.6971.2852.636（误差）2表 6润滑系数最大值的极差分析和方差分析结果项目正交因子均值 k1均值 k2均值 k3极差 R平方和 Sj自由度FP参数A0.2810.2520.2210.0600.005213 313.1310.001B0.2500.2510.2530.0031.510-5235.7540.027C0.2520.2510.2520.0014.110-721.0000.500D0.2520.2520.2510.0014.110-7（误差）2 44内燃机工程2023年第 4期的影响主次顺序为：A（第二分段宽度）、C（第二分段幅值）、B（第六分段幅值）。因子的主效应如图 9 所示。由方差分析的 P 值结果可以看出：第二分段宽度和第二分段幅值对跃度最大值的影响皆为高度显著，第六分段幅值的影响不显著。这是由于跃度最大值发生在正加速度段，所以负加速度段的相关参数几乎无影响。此结果与单因子参变量扫值分析得到的影响规律一致。3.4优化方案与结果从正交试验结果来看，表 7 中只有润滑系数最大值超出设计标准范围，因此将其参数项作重点考虑，其主要影响因素为第二分段宽度（A）和第六分段幅值（B）。接触应力最大值的主要影响因子也是A 和 B。对比图 7 和图 8 可知，接触应力最大值与润滑系数最大值之间存在权衡关系，因子 A 和 B 的不同组合能够使接触应力最大值与润滑系数最大值之间达到较好的多目标优化平衡。综合前文来看，在所有单因子参变量扫值分析组与正交设计分析组中，正交设计第 4 号组合的润滑系数最大值达到最优值，即图 3 中曲线达到极大值，此时的接触应力最大值也有较大优化，所以将正交设计第 4 号组合作为平衡组合，据此确定优化方案。根据图 6 与表 7 分析，因素 C（第二分段幅值）可作为最有效的调节因子，对跃度最大值进行进一步优化。最终确定的分段加速度设计参数优化方案如表 8 所示。将优化的对称式六分段加速度函数凸轮型线代入配气机构动力学模型中，对各输出参数进行校核，结果表明满足全部评价要求。在标定转速下优化前后凸轮接触应力随曲轴转角的变化如图 10 所示。由图 10 可知，优化后凸轮接触应力最大值为 362.475 MPa，比初始设计结果（392.967 MPa）降低了 7.8%。优化后的 12 个凸轮的动态接触应力最大值随转速的变化如图 11 所示。随着转速升高，动力学结果中的凸轮动态接触应力最大值呈下降趋势，由533.273 MPa 降低为 487.599 MPa，变化了 8.6%，有利于改善配气机构的振动和磨损。由于柴油机强化过程中引起正时齿轮振动，在相同转速时 12 个凸轮的动态接触应力最大值各不相同。图 12 为标定转速下优化前后润滑系数随曲轴转角的变化。凸轮桃尖 30凸轮转角范围内的润滑系数最大值由初始设计结果的 0.222 6 增大为 0.250 4，优化幅度较大，有利于改善凸轮与挺柱之间的润滑情况。优化前后跃度随曲轴转角的变化如图 13 所示。由图 13 可知，气门跃度最大值由 689.164 mm/rad3增大到 767.540 mm/rad3，但仍未超过 1 000 mm/rad3，不会引起太大的振动，满足设计标准。优化前后的分段加速度凸轮型线设计参数及考核指标计算结果如表 9 所示。可以看到，优化设计图11优化后的凸轮动态接触应力最大值随发动机转速的变化表 8对称式六分段加速度参数优化结果分段序号第一分段第二分段第三分段第四分段第五分段第六分段分段宽度/（）4.59.04.55.023.024.0末端加速度/（mm rad-2）55.055.0012.522.524.5曲线类型代号lin-insin-flin-insin-lfilletsin-l幅值/（mm rad-2）18.07.03.5图 9跃度最大值的因子主效应图 10标定转速下优化前后凸轮接触应力最大值对比 452023年第 4期内燃机工程达到了以润滑系数最大值与接触应力最大值为主要权衡目标的优化效果。虽然跃度最大值有所增大，但距设计标准限值仍有较大安全裕量。配气机构设计是一项高度复杂的设计工作，必须同时满足柴油机性能和配气机构动力学的约束条件，其所涉及到的参数大多会影响到系统层面22，需要通过优化予以同时确定。本文中基于 12V150 高强化柴油机，以配气机构凸轮的接触应力和润滑系数为优化目标，使用单因子参变量扫值和多因子正交设计对配气机构凸轮型线进行了多目标优化，正交设计中各因子之间的相互作用、配气机构飞脱与凸轮跃度或加速度之间的关系、零部件界面摩擦失效分析等仍有待将来深入研究。另外，在优化方法方面，后续可采用响应曲面方法建立多项式拟合模型或采用神经网络模型，对因子取值进行精细寻优，并利用 NSGA 遗传算法和帕雷托曲线进行多目标优化。4结论（1）通过多气缸配气机构全阀系动力学建模及数值模拟，基于参变量扫值与正交设计相结合的试验设计方法，对响应参数相对各因子的变化趋势展开的研究表明：对于运动学标定转速凸轮接触应力最大值，对称式六分段加速度设计参数中第二分段宽度与其呈正相关，且影响高度显著，第六分段幅值与其亦呈正相关，影响作用一般显著，第二分段幅值对其影响不显著；对于凸轮桃尖 30凸轮转角范围内的润滑系数最大值，第二分段宽度与其呈负相关，且影响高度显著，随着第六分段幅值在-2.5 mm/rad2至-6.5 mm/rad2范围内增大，润滑系数最大值呈现先减后增的趋势，影响一般显著，第二分段幅值对其影响不显著；对于跃度最大值，第二分段宽度和第二分段幅值与其皆呈负相关，且影响皆高度显著，第六分段幅值对其影响不显著。（2）对于跃度最大值（运动学指标）、接触应力（动力学指标）、润滑系数（流体动力润滑特性指标）考核指标，接触应力最大值与润滑系数最大值可作为主要权衡目标进行优化，而跃度最大值可由第二分段幅值进行有效调节。优化后的接触应力最大值与润滑系数最大值均有较大改善，而且各项运动学与动力学计算结果全部满足评价要求。参考文献：1 章朝栋，赵俊生，朱桂香，等.曲轴平衡率对主轴承润滑特性的影响 J.内燃机学报，2020，38（2）：178184.ZHANG C D，ZHAO J S，ZHU G X，et al.Effects of the crankshaft balance rate on the lubrication characteristics of main bearings J.Transactions of CSICE，2020，38（2）：178184.2 杨英慧.内燃机配气凸轮新型线的研究 J.柴油机，2016，38（6）：3033YANG Y H.Research on the new valve cam profile of internal combustion engine J.Diesel Engine，2016，38（6）：3033.3 JAMKHANDE A K，TIKAR S S，RAMDASI S S，et al.Design of high speed engine s cam profile using B-spline functions for controlled dynamics C/OL/SAE Technical Paper，2012：2012-28-0006（2012-01-09）2022-12-27.DOI：10.4271/2012-28-0006.4 LI Y，YANG J，LI K.Analysis and optimization of high-speed gasoline engine cam profileJ.Applied 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