進氣門早關液壓可變氣門機構運動特性

鐘 兵，洪 偉，金兆輝，蘇 巖，解方喜，張富偉

(1.吉林大學 汽車仿真與控制國家重點實驗室,長春 130022；2.吉林大學 汽車工程學院,長春 130022；3.北京汽車動力總成有限公司 技術中心,北京 101100)

0 引 言

為了不損失動力性和滿足排放法規的要求，進氣增壓、缸內直噴、小型化和降低轉速成為當前車用汽油機主要采用的技術[1]。發動機小型化可以將發動機運行工況向較大負荷遷移,能夠有效降低換氣過程中的泵氣損失，從而降低發動機的燃油消耗率[2,3]。直噴式汽油機(Gasoline direct injection engine，GDI)直接將燃油噴入缸內，可以在不同工況下同時對燃油噴射量和燃燒過程進行更為精確的控制，從而降低燃油消耗量、提高輸出功率[4，5]。增壓可以提高進氣密度從而不破壞發動機全負荷性能。當發動機具有較高的增壓壓力時，上述技術可能會導致諸如爆震等不正常燃燒現象的發生[6-9]。推遲燃燒相位的確可以抑制爆震，但這是以犧牲燃燒效率為代價并會造成排氣溫度升高[10，11]。另一種方法是采用濃混合氣燃燒，但同樣是以犧牲經濟性為基礎的[12]。

在眾多解決上述問題的方案中，諸如米勒和阿特金森等非傳統內燃機循環成為有效的方式[13-15]。采用米勒和阿特金森循環可以降低發動機的有效壓縮比，從而使發動機膨脹比大于壓縮比，進而降低壓縮沖程末期的缸內壓力和溫度，最終可以減小爆震趨勢[16]。爆震得到抑制之后就可以進一步提高發動機的幾何壓縮比，從而使發動機獲得較高的熱效率。

實現上述循環需要愈發靈活的發動機氣門系統，主要涉及凸輪軸相位、氣門升程和開啟持續期等參數可變的技術?？勺儦忾T驅動(Variable valve actuation,VVA)機構按照有無凸輪軸可分為有凸輪軸和無凸輪軸可變氣門機構，其中有凸輪軸式分為升程可變、正時可變和開啟持續時間可變及前者的組合；無凸輪軸式可變氣門驅動機構又可以分為電磁式、電液式和氣動式。20世紀末，國外學者對可變氣門驅動進行了大量研究，電液式和電磁式可變氣門機構取消了傳動凸輪軸和搖臂等組件，通過高壓油或電磁機構直接驅動氣門，與有凸輪軸式可變氣門機構相比具有更好的控制靈活性和更好的表現[16]，但控制精度、重復性和噪聲等問題依舊突出。而國內相關研究起步相對較晚，有凸輪軸式的液壓可變氣門機構更是鮮有見報。山東大學謝宗法[16]開發了SDFVVS可變氣門系統及落座緩沖機構，其使用隨凸輪軸同步轉動的泄油控制機構實現氣門升程和正時的可變。大連理工大學崔靖晨等[17]提出了雙模式電液全可變氣門驅動系統方案，該系統減少了供油器和電磁閥的數量，實現了制動和驅動模式所要求的氣門運動過程。

本文提出了一種進氣門早關液壓可變氣門機構，在供油和氣門柱塞之間安裝結構簡單且成本低廉的直動式溢流閥，通過設定溢流閥的壓力即可控制系統內的最高壓力，實現氣門升程和關閉時刻的連續可變。該系統可以最大限度地降低改裝成本和機構的復雜程度。最后，通過試驗探究了不同溢流閥設定壓力和倒拖轉速下的氣門運動特性，由于氣門動作一致性嚴重影響發動機的進氣量及其后期燃燒的循環變動，因此本文還對氣門動作偏差進行了分析評價。

1 機構原理和試驗裝置

1.1 機構原理和運動學方程

圖1為所開發機構整體布置示意圖。該機構由低壓系統、高壓系統和溫度控制系統組成，其中高壓系統由挺柱活塞腔、氣門活塞腔、溢流閥和緩沖機構等組成。低壓系統作為恒定壓力源，負責為高壓系統補油；凸輪轉動推動挺柱和挺柱活塞向上運動，此時挺柱活塞腔逐漸建立高壓，高低壓單向閥關閉，進而推動氣門活塞開啟，若此時系統壓力高于溢流閥設定壓力，溢流閥開啟出現介質外泄，從而控制氣門最大升程，通過控制其設定壓力即可實現升程連續可變；凸輪轉過尖角后系統壓力降低氣門逐漸回落，回落后期落座緩沖機構為氣門落座提供液壓制動，實現平穩落座；溫度控制系統負責液壓油溫度的恒定控制。

氣門動作過程中，液壓油溫度和供油壓力會對氣門運動特性產生重要影響。溫度變化使液體內聚力發生變化，因此液體的黏度對溫度變化十分敏感：溫度升高，黏度下降[18]。黏度隨溫度發生改變時會造成壓力損失和泄漏量的改變。氣門不發生動作時，由于泄露的存在，低壓系統提供恒定壓力的油液，因此高壓系統初始壓力為供油壓力，供油壓力作用于氣門活塞端相當于改變了氣門預緊力，預緊力的改變會嚴重影響氣門的啟閉特性。

圖1 機構示意圖Fig.1 Schematic diagram of mechanism

圖2為機構運動學模型。根據氣門活塞受力情況，對其應用動量方程可得下式：

(1)

式中：m2為氣門活塞組件當量質量，kg；h2為氣門升程，m；P2為氣門活塞頂端所受壓力，Pa；A2為氣門活塞頂面積，m2；g為重力加速度=9.81 m/s2；F20為氣門彈簧預緊力；k2為氣門彈簧剛度，N/m；Fr2為氣門柱塞所受摩擦力，N；c為氣門組件運動阻尼系數，N·m/s。

圖2 機構運動學模型Fig.2 Kinematic model of mechanism

氣門組件重力和所受摩擦力與其所受的液壓力相比較小，可忽略不計，則：

(2)

挺柱活塞腔的流量連續性方程為：

(3)

式中：A1為挺柱活塞頂面面積，m2；Q1為流向氣門活塞腔的流量，L/min；Qout為溢流閥溢流量，L/min；c1為挺柱活塞泄露系數，m3/Pa·s；P1為挺柱活塞腔壓力，Pa；β為流體壓縮系數，1/Pa；V1為挺柱活塞強瞬時體積，m3。

氣門活塞腔的流量連續性方程為：

(4)

式中：Q2為氣門活塞腔流量，L/min；c2為氣門活塞泄露系數，m3/Pa·s；P2為氣門活塞腔壓力，Pa；V2為挺柱活塞腔瞬時體積，m3，V2的計算公式如下：

(5)

管道壓力存在沿程阻力損失和局部阻力損失：

ΔP=P1-P2=ΔPλ+ΔPξ=

(6)

式中：ΔP為管道流動壓力損失，Pa；ΔPλ為管道流動沿程阻力損失，Pa；ΔPξ為管道流動局部阻力損失，Pa；λ為沿程阻力系數；ξ為局部阻力系數；l為管道長度，m；d為管道直徑，m；ρ為液壓介質密度，kg/m3；vp為管道內液體流動速度，m/s。

計算獲得此管道中流動的雷諾數近似值為：

(7)

由此可判定液壓油在管道中的流動為湍流，當3000

λ=0.3164Re-0.25

(8)

聯立式(2)～(6)可得如下方程組：

1.2 試驗設備

選用F416單缸汽油機作為改裝樣機(僅改裝進氣門)，選用長春第一光學有限公司生產的WYCH21A3型光電信號編碼器采集曲軸轉角信號，其分辨率為0.25oCA；采用上海江晶翔電子有限公司的KDW-25-V1測量氣門升程，其量程為0～25 mm，精度為0.01 mm；使用北京瑞博華RBH8362高速數據采集卡記錄曲軸轉角和氣門升程，采樣頻率為50 000 Hz。改裝樣機原機參數和相關設備如表1和表2所示。

表1 改裝樣機參數Table 1 Modified prototype parameters

表2 試驗設備參數Table 2 Test equipments parameters

1.3 試驗方法

試驗過程中，供油壓力為0.5 MPa，控制倒拖轉速一定，通過改變直動式溢流閥的設定壓力控制機構工作過程中的最高壓力，從而實現升程和氣門關閉時刻的連續變化，使用RBH8362高速數據采集卡記錄氣門升程和曲軸轉角，采集數據并進行后處理，即可研究不同轉速和溢流閥設定壓力下液壓可變氣門機構的運動特性，并進行氣門動作偏差分析。具體試驗方法如表3所示。

表3 具體試驗方法Table 3 Specific test methods

2 試驗結果及分析

下文中的0oCA為進氣上止點，即排氣上止點。

2.1 不同溢流閥設定壓力的氣門運動特性

控制液壓站的供油壓力和液壓油溫度分別為0.5 MPa和(30±1)oC并保持其恒定，改變溢流閥的設定壓力，探究氣門的運動特性，1000 r/min時的氣門運動特性如圖3所示。

圖3 1000 r/min時不同設定壓力的氣門運動特性Fig.3 Valve movement characteristics under different set pressure with 1000 r/min

保持供油壓力、油液溫度和發動機轉速不變，氣門所能獲得的最大升程、最大升程所對應的曲軸轉角和氣門關閉時刻只與設定壓力有關，呈現隨著設定壓力的增大而逐漸增大的趨勢。因此當發動機轉速固定，控制其他條件不變，只需通過設定溢流閥壓力即可獲得不同的氣門升程曲線，實現升程由0到最大升程的連續可變?？刂埔缌鏖y設定壓力是本機構實現升程可變的重要控制手段。不同的溢流閥設定壓力可以控制系統工作時的最高壓力，設定壓力越高，氣門升程越大；氣門升程越大氣門落座所需的時間也就越長，因此隨著設定壓力的增大，氣門落座時刻逐漸滯后。不同設定壓力下氣門開啟角度差異較小，其均值為-15oCA ATDC，與原機-40oCA ATDC相比推遲了25oCA。

2.2 不同倒拖轉速的氣門運動特性

使用與2.1節相同的控制方法，改變發動機倒拖轉速，獲得不同轉速下的氣門運動相關參數如圖3所示。

圖4 不同轉速和設定壓力下的氣門運動特性Fig.4 Valve movement characteristics under different set pressure and speed

圖4給出了不同轉速和設定壓力下的氣門最大升程、最大升程對應的曲軸轉角、氣門開啟時刻和關閉時刻的變化過程。

由于同一轉速、不同設定壓力下氣門開啟時刻差異不明顯，因此取其平均值用于探究不同轉速下氣門開啟時刻的變化趨勢。由圖4可知：隨著設定壓力的增大，氣門最大升程、最大升程對應的曲軸轉角和氣門關閉時刻是逐漸增大的；保持設定壓力不變，隨著倒拖轉速的升高，氣門能夠獲得的最大升程逐漸變大，并且在較高的設定壓力(4.5 MPa)時上述增大趨勢減緩。設定壓力為2.5 MPa時，2000和1000 r/min兩轉速之間的氣門最大升程之差為1.3 mm；而設定壓力為4.5 MPa時，兩者之差僅為0.6 mm；同一倒拖轉速，不同設定壓力下氣門開啟時刻基本保持不變，轉速分別為1000和1500 r/min時，氣門開啟時刻相差不大，轉速繼續升高氣門開啟時刻逐漸滯后。出現上述現象的原因主要可以歸結為以下幾個方面：①隨著設定壓力的逐漸增大，系統內所能達到的最高壓力是逐漸增大的，因此最大升程隨著設定壓力的增大而增大。②隨著倒拖轉速的升高，氣門動作一次所需的時間減少，由于溢流閥從達到開啟壓力到開啟溢流需要一定的響應時間并且是一個定值，因此轉速越高溢流閥實際開啟持續時間是相應減小的，液壓油溢流量也隨之減小，系統內增多的工質作用于氣門端柱塞，所以隨著轉速的升高，相同設定壓力下氣門的最大升程是逐漸增大的。設定壓力為4.5 MPa時，高于氣門獲得最大升程所需壓力，但是由于高速運動的系統內存在液壓波動，所以溢流閥的泄漏量完全是由于液壓波動造成的；轉速升高液壓波動峰值壓力增大使得泄漏量增大，但由于溢流閥開啟時間較短加之隨轉速升高而減小的溢流閥實際開啟持續時間，所以高設定壓力(4.5 MPa)時，升程增幅隨轉速增大出現減小的趨勢。由于系統從開始建立壓力到氣門開啟所需壓力需要一定的時間，相同時間內轉速越高轉過的曲軸轉角也越多，因此開啟時刻曲軸轉角隨轉速的增大而增大。③在氣門最大升程隨轉速增大而增大的過程中，機構運動件存在的慣性可能也起著一定的作用。為了判斷這種現象是否是由慣性造成的，將溢流閥拆除后探究發動機單一因素對氣門升程的影響，結果如圖5所示。

圖5 不同轉速下無溢流閥氣門最大升程Fig.5 Maximum lift under different speeds without relief valve

2000和1000 r/min兩轉速間的最大升程之差僅為0.1 mm。二者之差與設定壓力為4.5 MPa時的升程之差(0.6 mm)相差較大，可見機構慣性對升程增大的貢獻量微乎其微，其主要是由于溢流閥實際開啟持續時間隨轉速升高而減小所導致的。

2.3 氣門動作偏差分析

試驗過程中，連續采集100個循環，對氣門最大升程、氣門開啟時刻和關閉時刻的一致性進行研究。100個循環的發動機升程曲線如圖6所示。

圖6 100個循環的氣門升程曲線Fig.6 Valve lift curves of 100 cycles

圖7為上述測量條件下，100個工作循環氣門最大升程的測量值，由圖7可知：它們是離散的數值分布狀態，采用極大似然估計法利用式(1)(2)獲得其估計均值、估計方差和估計均方差，結果如表4所示。

(1)

(2)

圖7 100個工作循環最大氣門升程測量值Fig.7 Maximum measured valve lifts of 100 cycles

表4 相關參數估計值Table 4 Estimated values of correlation parameters

在顯著水平α=0.05下檢驗假設：

H0=x～N(μ,σ2)=N(6.883,0.000827)

對氣門開啟時刻和氣門關閉時刻分別進行χ2檢驗，χ2值和查表所得值如表5所示，其結果均符合正態分布，說明相關參數值為估計均值且其偏差值為各自的估計均方差，具有較小的差異，氣門動作具有較好的一致性。

表5 相關參數χ2值和查表值Table 5 Chi-square and lookup values of correlation parameters

實際液體是有黏性的，所以流動時黏性阻力要損耗一定的能量，這種能量損耗表現為壓力損失。損耗的能量轉變為熱量，使液壓系統溫度升高，甚至性能變差。因此有必要對液壓油溫度進行恒溫控制并研究其對氣門運動特性的影響。倒拖轉速為1000 r/min，供油壓力0.5 MPa，溢流閥設定壓力為4.5 MPa，改變液壓油溫度分別為14、18、22、26、30oC，研究油溫對氣門運動特性的影響規律。試驗結果如圖8所示。

圖8 不同油溫下的氣門升程曲線Fig.8 Valve lift curves under different hydraulic oil temperature

氣門運動的最大升程和最大升程對應的曲軸轉角具有一致的變化趨勢，均隨著液壓油溫度的升高而逐漸降低。氣門開啟時刻保持不變，氣門關閉時刻隨著溫度液壓油溫度的升高而逐漸降低。溫度從14 ℃升高到30℃，氣門最大升程降低幅度為0.4 mm；最大升程對應的曲軸轉角由128.5oCA ATDC提前到117.5oCA ATDC，變化幅度為11oCA；氣門關閉時刻和最大升程對應的曲軸轉角具有相同的變化幅度，都為11oCA。液壓油溫度升高，液壓油的黏度降低，隨之降低的黏性阻力損失，減小的液壓油黏度使得機構整體泄漏量增多，在此過程中泄露起著主導作用，最終溫度升高后氣門最大升程降低。

3 結 論

(1)同一轉速下，氣門所能獲得的最大升程、最大升程所對應的曲軸轉角和氣門關閉時刻只與設定壓力有關，呈現隨設定壓力增大而逐漸增大的趨勢。不同設定壓力下氣門開啟角度差異較小且隨著轉速的升高而逐漸滯后，轉速為1000 r/min時，其均值為-15oCA ATDC，與原機(-40oCA ATDC)相比推遲了25oCA。

(2)保持設定壓力不變，隨著倒拖轉速的升高氣門能夠獲得的最大升程逐漸變大，并且在高設定壓力(4.5 MPa)時上述增大趨勢減緩。機構慣性的對升程增大的貢獻量微乎其微。

(3)氣門最大升程、氣門開啟時刻和氣門關閉時刻的χ2檢驗結果說明其均符合正態分布，相關參數值為估計均值且其偏差值為各自的估計均方差，具有較小的差異，氣門動作具有較好的一致性。隨著液壓油溫度的升高，氣門最大升程逐漸降低，關閉時刻逐漸提前。

參考文獻：

[1] Gottschalk W, Lezius U, Mathusall L. Investigations on the potential of a variable miller cycle for SI knock control[C]∥SAE Paper,2013-01-1122.

[2] Fontana G, Galloni E. Variable valve timing for fuel economy improvement in a small spark-ignition engine[J]. Applied Energy,2009,86(1):96-105.

[3] Zhong B, Hong W, Xie F X. Effect of initial start conditions on combustion and rotation characteristics of first firing cycle during direct-start process for a GDI engine[J]. Applied Thermal Engineering,2017,127:116-126.

[4] Heeje S, Kyeong L, Seungmok C. Effects of engine operating parameters on morphology of particulates from a gasoline direct injection (GDI) engine[C]∥SAE Paper,2013-01-2574.

[5] Liang Bin, Ge Yun-shan, Tan Jian-wei,et al. Comparison of PM emissions from a gasoline direct injected (GDI) vehicle and a port fuel injected (PFI) vehicle measured by electrical low pressure impactor (ELPI) with two fuels: gasoline and M15 methanol gasoline[J]. Journal of Aerosol Science,2013,57(5):22-31.

[6] Amman H, Alger T, Mehta D. The effect of EGR on low-speed pre-ignition in boosted SI engines[C]∥SAE Paper,2011-01-0339.

[7] Zhen Xu-dong，Wang Yang，Xu Shuai-qing, et al. The engine knock analysis—an overview[J]. Applied Energy，2012，92:628-36.

[8] Hudson C,Gao X,Stone R. Knock measurement for fuel evaluation in spark ignition engines[J]. Fuel,2001,80(3):395-407.

[9] Galloni E, Fontana G, Staccone S. Numerical and experimental characterization of knock occurrence in a turbo-charged spark-ignition engine[J]. Energy Conversion and Management,2014,85:417-424.

[10] Galloni E. Dynamic knock detection and quantification in a spark ignition engine by means of a pressure based method[J]. Energy Conversion and Management,2012,64:256-262.

[11] Shojaeefard M H, Tahani M, Etghani M M, et al. Cooled EGR for a turbo charged SI engine to reduce knocking and fuel consumption[J]. Int J Automot Eng,2013,3(3):481-488.

[12] Grandin B, ?ngstr?m H. Replacing fuel enrichment in a turbo charged SI engine: lean burn or cooled EGR[C]∥SAE Paper,1999-01-3505.

[13] Mikalsen R, Wang Y D, Roskilly A P. A comparison of Miller and Otto cycle natural gas engines for small scale CHP applications[J]. Applied Energy,2009,86(6):922-927.

[14] Zhao Jin-xing,Xu Min. Fuel economy optimization of an Atkinson cycle engine using genetic algorithm[J]. Applied Energy,2013,105:335-348.

[15] Zhao Jin-xing, Xu Min, Li Mian, et al. Design and optimization of an Atkinson cycle engine with the artificial neural network method[J]. Applied Energy,2012,92(C):492-502.

[16] 謝宗法. 基于配氣凸輪驅動的全可變液壓氣門機構的研究[D].濟南：山東大學機械工程學院，2011.

Xie Zong-fa. Study on fully variable hydraulic valve system drived by valve-train cam[D]. Ji′nan：College of Mechinical Engineering,Shandong University,2011.

[17] 崔靖晨，隆武強，田江平，等. 雙模式電液全可變氣門驅動系統的可控性研究[J]. 內燃機工程，2014,35(2):36-41.

Cui Jing-chen，Long Wu-qiang,Tian Jiang-ping,et al. Investigation on controllability of dual-mode fully variable valve eletro-hydraulic actuation system[J]. Chinese Internal Combustion Engineering,2014,35(2):36-41.

[18] 王積偉. 液壓與氣壓傳動[M]. 北京：機械工業出版社，2013.