楊靖，王子昌，王毅，，李洋濤，Amir Khajepour,，馮仁華

(1. 湖南大學(xué) 汽車車身先進(jìn)設(shè)計(jì)制造國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，湖南 長(zhǎng)沙 410082；2. 重慶理工大學(xué) 汽車零部件先進(jìn)制造技術(shù)教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，重慶 400054；3.滑鐵盧大學(xué) 機(jī)械與電子工程學(xué)院，滑鐵盧 N2L3G1)

電控液壓全可變氣門驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)與分析*

楊靖1，2，王子昌1，王毅1，3，李洋濤3，Amir Khajepour1,3，馮仁華2?

(1. 湖南大學(xué) 汽車車身先進(jìn)設(shè)計(jì)制造國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，湖南 長(zhǎng)沙 410082；2. 重慶理工大學(xué) 汽車零部件先進(jìn)制造技術(shù)教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，重慶 400054；3.滑鐵盧大學(xué) 機(jī)械與電子工程學(xué)院，滑鐵盧 N2L3G1)

為了滿足發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)及性能指標(biāo)要求，比較分析國(guó)內(nèi)外先進(jìn)氣門執(zhí)行機(jī)構(gòu)的優(yōu)缺點(diǎn)，設(shè)計(jì)一種新型電控液壓全可變氣門驅(qū)動(dòng)系統(tǒng).在此基礎(chǔ)上，建立氣門驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的數(shù)學(xué)、物理模型，借助MATLAB/Simulink計(jì)算平臺(tái)搭建本系統(tǒng)計(jì)算仿真模型并用試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行驗(yàn)證，保證了計(jì)算模型的可靠性.根據(jù)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)，詳細(xì)分析了可控性參數(shù)旋轉(zhuǎn)閥相位差角及蓄壓器壓力和發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速對(duì)氣門最大升程、氣門開啟持續(xù)期、氣門啟閉時(shí)刻、氣門速度及加速度的影響.研究結(jié)果表明，旋轉(zhuǎn)閥相位差角通過改變氣門開啟持續(xù)期改變氣門關(guān)閉時(shí)刻，但不影響氣門開啟段升程規(guī)律；蓄壓器壓力對(duì)氣門最大升程有重要影響，但不改變氣門開啟持續(xù)期及啟閉時(shí)刻；在不同發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速下，氣門最大升程、關(guān)閉時(shí)刻均有改變；隨著發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的提高，氣門升程斷面積減小，氣門關(guān)閉時(shí)刻推遲.

發(fā)動(dòng)機(jī);可變氣門正時(shí);可變氣門升程;氣門速度;流體控制；電控液壓

近年來，迫于環(huán)境惡化的壓力，發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性及排放性要求日益嚴(yán)格.為了滿足相應(yīng)的法律法規(guī)要求，發(fā)動(dòng)機(jī)先進(jìn)技術(shù)不斷向前發(fā)展[1],配氣機(jī)構(gòu)的發(fā)展直接影響發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性和排放水平[2],先進(jìn)可變氣門相位與升程技術(shù)是發(fā)動(dòng)機(jī)提高動(dòng)力性、改善燃油經(jīng)濟(jì)性與降低有害排放的有效途徑[3-4].

目前，可變氣門驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)主要包括凸輪驅(qū)動(dòng)氣門可變執(zhí)行機(jī)構(gòu)、電磁式可變氣門驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)及電液式可變氣門驅(qū)動(dòng)系統(tǒng).其中，采用凸輪的機(jī)械式結(jié)構(gòu)是通過控制中間傳動(dòng)機(jī)構(gòu)調(diào)節(jié)發(fā)動(dòng)機(jī)氣門開閉時(shí)刻及氣門的最大升程，如BMW的Vanos系統(tǒng)、Valvetronic系統(tǒng)，Honda的VTEC系統(tǒng)等[5].此類結(jié)構(gòu)控制簡(jiǎn)單易行，可重復(fù)性高，耐久性好，但實(shí)現(xiàn)全可變氣門的靈活控制較為困難.電磁式可變氣門驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)在氣門正時(shí)與升程控制的靈活性方面得到了進(jìn)一步改善，但由于電磁力的高度非線性特征，此類系統(tǒng)氣門落座速度較高(當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為1 500 r/min時(shí)，其大于0.5 m/s)、過渡時(shí)間長(zhǎng)，對(duì)缸內(nèi)氣體的敏感性較高，與傳統(tǒng)凸輪驅(qū)動(dòng)的氣門機(jī)構(gòu)相比，其能量消耗較大[6-7]；因此，電磁式可變氣門驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)在發(fā)動(dòng)機(jī)上的應(yīng)用以及進(jìn)一步商業(yè)化就出現(xiàn)了很多困難.然而，電液式可變氣門驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)能夠克服電磁式落座速度高、過渡時(shí)間長(zhǎng)等缺點(diǎn)，實(shí)現(xiàn)氣門開閉時(shí)刻、開啟持續(xù)時(shí)間及氣門升程的獨(dú)立調(diào)節(jié)[3-4,8-9]，從而提高發(fā)動(dòng)機(jī)性能，改善燃燒排放特性.

本文提出了一種電控液壓全可變氣門驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)方案.基于此方案，建立了系統(tǒng)數(shù)學(xué)、物理計(jì)算模型，研究了系統(tǒng)可控性參數(shù)旋轉(zhuǎn)閥相位差角、液壓蓄能器壓力及發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速對(duì)最大氣門升程、氣門開啟持續(xù)期、氣門啟閉時(shí)刻、氣門速度及加速度的影響程度及規(guī)律，為實(shí)現(xiàn)氣門全可變控制策略的制定及控制器開發(fā)奠定基礎(chǔ).該系統(tǒng)實(shí)現(xiàn)了氣門相位及升程的獨(dú)立調(diào)節(jié)，控制方法簡(jiǎn)單易行.

1 電控液壓全可變氣門驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)

如圖1所示，在發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行的每一個(gè)循環(huán)內(nèi)，氣門工作過程分成4個(gè)階段：氣門開啟階段、氣門開啟保持階段、氣門關(guān)閉階段及氣門關(guān)閉保持階段.當(dāng)進(jìn)油控制激活的時(shí)候，氣門開始打開，進(jìn)入開啟階段.當(dāng)進(jìn)油控制失效而出油控制還沒激活的階段是氣門開啟保持階段，此階段，氣門保持最大升程狀態(tài).當(dāng)進(jìn)油控制失效而出油控制激活的時(shí)候，氣門開始關(guān)閉，進(jìn)入氣門關(guān)閉階段.出油控制失效后，系統(tǒng)處于氣門關(guān)閉保持階段.

圖1 不同氣門升程段進(jìn)、出油控制機(jī)構(gòu)狀態(tài)

在不同發(fā)動(dòng)機(jī)工況下，為了實(shí)現(xiàn)氣門正時(shí)及升程的全可變，系統(tǒng)必須實(shí)現(xiàn)氣門正時(shí)及升程的可控.如圖2所示，系統(tǒng)在發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸及電機(jī)的聯(lián)合作用下，通過進(jìn)出油控制機(jī)構(gòu)及供油壓力實(shí)現(xiàn)對(duì)氣門正時(shí)及升程的控制.同時(shí)，為了滿足系統(tǒng)的高響應(yīng)特征，進(jìn)出油控制機(jī)構(gòu)開啟頻率必須滿足系統(tǒng)需求.

雙旋轉(zhuǎn)閥電控液壓全可變氣門驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)原理如圖3所示，在發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸的驅(qū)動(dòng)下，齒輪泵轉(zhuǎn)動(dòng)，液壓油經(jīng)過濾器過濾后，將油箱中的液壓油吸入泵內(nèi).液壓油在齒輪泵內(nèi)增壓后，進(jìn)入蓄能器,蓄能器有穩(wěn)壓的作用，因此保證了高壓閥進(jìn)油口的壓力穩(wěn)定.

圖2 流體控制設(shè)計(jì)方案

1-集油箱；2-過濾器；3-機(jī)油泵；4-液壓蓄能器； 5-液壓缸；6-高壓旋轉(zhuǎn)閥；7-低壓旋轉(zhuǎn)閥；8-相位轉(zhuǎn)換器； 9-電機(jī)；10-皮帶傳送機(jī)構(gòu)；11-氣門組件

同時(shí)，在發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸的驅(qū)動(dòng)下，通過皮帶傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，相位轉(zhuǎn)換器開始動(dòng)作，高低壓旋轉(zhuǎn)閥隨相位轉(zhuǎn)換器的輸出端同步轉(zhuǎn)動(dòng).皮帶傳動(dòng)機(jī)構(gòu)傳動(dòng)比根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)沖程數(shù)決定,相位轉(zhuǎn)換器能夠改變旋轉(zhuǎn)閥啟閉時(shí)刻，從而對(duì)氣門啟閉時(shí)刻進(jìn)行控制.

當(dāng)高壓旋轉(zhuǎn)閥打開后，高壓油進(jìn)入液壓缸，驅(qū)動(dòng)活塞使得氣門開啟，即為圖1所示的氣門開啟階段.高壓旋轉(zhuǎn)閥關(guān)閉后，氣門運(yùn)行到最大升程并保持其最大升程直到低壓旋轉(zhuǎn)閥打開.低壓旋轉(zhuǎn)閥打開后，氣門開始進(jìn)入關(guān)閉階段，低壓旋轉(zhuǎn)閥關(guān)閉后，氣門處于完全關(guān)閉狀態(tài).

2 系統(tǒng)數(shù)學(xué)物理模型及其模型驗(yàn)證

2.1 系統(tǒng)數(shù)學(xué)物理模型

電控液壓全可變氣門驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)計(jì)算模型如圖4所示.系統(tǒng)包括油泵、蓄能器、高、低壓旋轉(zhuǎn)閥、管路及液壓缸等.應(yīng)用其各種數(shù)學(xué)、物理方程模擬不同運(yùn)行條件下的氣門運(yùn)動(dòng)特性，從而確定本系統(tǒng)結(jié)構(gòu)參數(shù)及相關(guān)參數(shù)對(duì)氣門升程、開閉時(shí)刻、持續(xù)期及氣門落座速度的影響規(guī)律.

1)油泵流量計(jì)算公式為：

(1)

式中：Vdisp為油泵的排量，m3；n為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min.

圖4 系統(tǒng)計(jì)算模型示意圖

2)液壓蓄能器壓力計(jì)算公式為[10]：

(2)

式中：β為液壓油體積模量，Pa；V1為蓄壓器容積，m3；QHPSV,leakage為高壓閥泄露流量，m3/s；QHPSV為高壓閥流量，m3/s.

3)高壓旋轉(zhuǎn)閥流量計(jì)算公式為[8]：

QHPSV=CdAHPSVsign(pHPSV-pHPSV,out)×

(3)

式中：pHPSV為高壓旋轉(zhuǎn)閥進(jìn)口壓力，Pa；pHPSV,out為高壓旋轉(zhuǎn)閥出口壓力，Pa；AHPSV為流體流通面積.假設(shè)r1=r2=r，則有計(jì)算方程：

(4)

式中：r為旋轉(zhuǎn)閥油孔半徑，m；旋轉(zhuǎn)軸孔與基座孔偏角Δφ為(如圖5所示)：

(5)

式中：Rs為旋轉(zhuǎn)軸半徑，m；旋轉(zhuǎn)軸孔與基座孔重疊角Δθ為：

Δθ=

(6)

式中：φs為旋轉(zhuǎn)軸油孔角度；φc為基座油孔角度；θs為旋轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)過的角度；θc為閥套出油口位置角.

圖5 旋轉(zhuǎn)閥計(jì)算模型示意圖

4)管路壓力損失計(jì)算公式為[10]：

(7)

式中：x為管路單位長(zhǎng)度，m；μ為動(dòng)力粘度，Pa·s；d為管路半徑，m.

5)液壓缸組件動(dòng)力學(xué)模型.

mx″=p0Ac-kx-Fpre-cx′-

sign(x′)Ff-Fgas

(8)

式中：m為活塞組件質(zhì)量，kg；k為彈簧剛度，N/m；Fpre為彈簧預(yù)緊力，N；c為阻尼系數(shù)，N/(m·s-1)；Ff為活塞運(yùn)動(dòng)摩擦力，N；Fgas為缸內(nèi)氣體力，N；P0為液壓缸缸內(nèi)壓力.

(9)

式中:Vc0為液壓缸壓縮余隙，m3；Ac為活塞頂部面積，m2.

6)低壓旋轉(zhuǎn)閥流量計(jì)算[9].

我?guī)缀跏前庵种割^在算日子。周五，我從村里回到鎮(zhèn)政府，門衛(wèi)張爹喊，“小趙，省城來信了，怕是女朋友寫的吧！”張爹這個(gè)老頭挺會(huì)打趣。

QLPSV=CdALPSVsign(pLPSV,in-pLPSV,out)×

(10)

式中：pLPSV,in為高壓旋轉(zhuǎn)閥進(jìn)口壓力，Pa；pLPSV,out為高壓旋轉(zhuǎn)閥出口壓力，Pa；ALPSV為流體流通面積，計(jì)算方程如式(4),式(5)及式(6).

2.2 非線性微分方程求解及模型驗(yàn)證

由式(1)-式(10)可知，此系統(tǒng)求解方程屬于二階非線性方程組，由于系統(tǒng)高度的非線性特征，因此給系統(tǒng)的求解帶來了一定的難度.本次計(jì)算基于MATLAB/Simulink平臺(tái)，動(dòng)力學(xué)方程采用4階龍格庫(kù)塔方法進(jìn)行求解.

為了校核計(jì)算模型的精確性，搭建可變氣門驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)試驗(yàn)臺(tái)架，如圖6所示.試驗(yàn)?zāi)M了發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為1 000r/min，氣門升程預(yù)設(shè)目標(biāo)為5mm的運(yùn)行工況，其他主要系統(tǒng)參數(shù)如表1所示.

圖6 電控液壓全可變氣門驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)試驗(yàn)臺(tái)架

圖7為系統(tǒng)試驗(yàn)值與計(jì)算值的比較，結(jié)果表明，計(jì)算的最大氣門升程及氣門啟閉時(shí)刻與其試驗(yàn)值有較好的一致性.因此，本次系統(tǒng)計(jì)算模型能用于系統(tǒng)的進(jìn)一步分析研究.

表1 試驗(yàn)系統(tǒng)參數(shù)

曲軸轉(zhuǎn)角/(°)

3 全可變氣門驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的可控性分析

3.1 旋轉(zhuǎn)閥相位差角的影響

旋轉(zhuǎn)閥相位差角指低壓旋轉(zhuǎn)閥開啟時(shí)刻與高壓旋轉(zhuǎn)閥開啟時(shí)刻的曲軸轉(zhuǎn)角之差，如圖8所示.驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)通過控制相位器控制此相位差角從而對(duì)氣門相位進(jìn)行控制，結(jié)合系統(tǒng)控制策略，以實(shí)現(xiàn)可變氣門正時(shí).

曲軸轉(zhuǎn)角/(°)

旋轉(zhuǎn)閥相位差角對(duì)氣門升程的影響如圖9所示.本次計(jì)算旨在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為2 000 r/min，保持蓄能器壓力為4.5 MPa，研究可變氣門驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)在不同的旋轉(zhuǎn)閥相位差角下氣門運(yùn)行參數(shù)的變化規(guī)律.按照如圖1所示對(duì)氣門升程進(jìn)行分段，因此可以看出，氣門開啟階段及氣門關(guān)閉階段升程曲線沒有變化，氣門開啟保持階段隨旋轉(zhuǎn)閥相位差角增大而增大.氣門最大升程保持不變，氣門開啟持續(xù)期隨旋轉(zhuǎn)閥相位差角增大而延長(zhǎng)，氣門關(guān)閉時(shí)刻推遲.同時(shí)可以看出，氣門開啟時(shí)刻完全由高壓旋轉(zhuǎn)閥啟動(dòng)時(shí)刻控制，而氣門關(guān)閉時(shí)刻則不完全由低壓旋轉(zhuǎn)閥決定.當(dāng)?shù)蛪盒D(zhuǎn)閥全關(guān)閉的時(shí)刻，氣門已經(jīng)提前完全關(guān)閉.所以，氣門關(guān)閉時(shí)刻需要考慮更多的因素對(duì)其進(jìn)行控制.當(dāng)旋轉(zhuǎn)閥相位差角為180°CA(Crank Angle)的時(shí)候，氣門關(guān)閉時(shí)刻為240°CA.

圖9 不同旋轉(zhuǎn)閥相位差角下氣門驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)升程比較

在不同旋轉(zhuǎn)閥相位差角下，可變氣門驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)氣門速度及加速度曲線如圖10所示.與氣門升程趨勢(shì)相似，旋轉(zhuǎn)閥相位差角對(duì)氣門開啟階段氣門速度與加速度沒有影響.在氣門關(guān)閉階段，旋轉(zhuǎn)閥相位差角改變了速度的相位而未改變其幅值.其對(duì)加速度的影響基本相同，不同的是當(dāng)旋轉(zhuǎn)閥相位差角為120°CA的時(shí)候，氣門關(guān)閉階段加速度幅值增大.這是因?yàn)楫?dāng)旋轉(zhuǎn)閥相位差角為120°CA的時(shí)候，高、低壓閥存在同時(shí)開啟的現(xiàn)象從而導(dǎo)致液壓缸內(nèi)壓力波動(dòng)(高、低壓閥開啟持續(xù)角度是132.5°CA，其大于旋轉(zhuǎn)閥相位差角).

3.2 液壓蓄能器壓力的影響

液壓蓄能器為可變氣門驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)提供穩(wěn)定、連續(xù)的高壓壓力，從而保證系統(tǒng)實(shí)時(shí)、精確運(yùn)行在發(fā)動(dòng)機(jī)的各個(gè)工況.不同的蓄能器壓力產(chǎn)生不同的氣門升程，因此，通過控制蓄能器壓力的方法可以達(dá)到氣門驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)氣門升程連續(xù)可變的目的.不同蓄能器壓力對(duì)氣門升程的影響如圖11所示.從圖11可以看出，氣門最大升程隨蓄能器壓力的增大而增大，氣門關(guān)閉時(shí)刻及氣門開啟持續(xù)期均保持不變，當(dāng)蓄壓器壓力為4.8 MPa的時(shí)候，最大氣門升程達(dá)到了12 mm，完全滿足發(fā)動(dòng)機(jī)最大氣門升程的需求.

圖10 不同旋轉(zhuǎn)閥相位差角下氣門速度與加速度比較

圖11 不同蓄能器壓力下氣門驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)升程比較

蓄壓器壓力對(duì)氣門速度和加速度的影響如圖12所示.氣門最大速度隨蓄壓器壓力增大而遞增，因此，當(dāng)采用控制蓄壓器壓力對(duì)可變氣門升程進(jìn)行控制的時(shí)候，有必要采用合適的控制方法及其實(shí)現(xiàn)方式對(duì)氣門速度進(jìn)行控制，從而保證驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)正常、可持續(xù)運(yùn)行.蓄壓器壓力對(duì)氣門加速度沒有明顯的影響，就數(shù)值大小而言，在本文研究的4個(gè)蓄壓器壓力下，其最大加速度均小于4 000 m/s2,且出現(xiàn)在氣門關(guān)閉階段.

4 發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速對(duì)氣門驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的影響

發(fā)動(dòng)機(jī)為電控液壓全可變氣門驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)提供液壓泵動(dòng)力源，同時(shí)驅(qū)動(dòng)高、低壓旋轉(zhuǎn)閥保持氣門的正常工作.因此，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速主要通過兩個(gè)方面影響氣門驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)，其一是影響高壓閥輸入端的壓力；其二是通過影響高、低壓閥轉(zhuǎn)速導(dǎo)致氣門升程規(guī)律的變化.發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速對(duì)氣門升程規(guī)律的影響如圖13所示.從圖中可以看出，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速不僅影響氣門開啟段與關(guān)閉段升程規(guī)律，還影響氣門關(guān)閉時(shí)刻.隨著發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的提高，最大氣門升程有減小的趨勢(shì)，氣門關(guān)閉時(shí)刻推遲，氣門開啟持續(xù)期延遲但氣門升程斷面積減小.

圖12 不同蓄能器壓力下氣門驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)速度與加速度比較

圖13 不同發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速下氣門驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)升程比較

發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速對(duì)氣門速度和加速度的影響如圖14所示.隨著發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的提高，氣門開啟段與關(guān)閉段速度最大值均延遲；同時(shí)，關(guān)閉段的速度最大值隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的提高有增大的趨勢(shì).加速度受發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的影響規(guī)律與速度相同，即在氣門關(guān)閉階段，加速度最大值隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的提高而增大.

圖14 不同發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速下氣門驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)速度與加速度比較

5 結(jié) 論

1)旋轉(zhuǎn)閥相位差角通過延長(zhǎng)氣門開啟持續(xù)期推遲氣門關(guān)閉時(shí)刻，不改變氣門最大升程.旋轉(zhuǎn)閥相位差角不影響氣門開啟段升程規(guī)律；同時(shí)，旋轉(zhuǎn)閥相位差角是影響氣門關(guān)閉時(shí)刻最重要的因素，但不是唯一因素.旋轉(zhuǎn)閥相位差角改變了速度及加速度的相位而不改變其幅值.

2)氣門最大升程隨蓄能器壓力的增大而增大，氣門關(guān)閉時(shí)刻及氣門開啟持續(xù)期均保持不變.氣門最大速度隨蓄壓器壓力增大而遞增，最大加速度有增大趨勢(shì)，但不明顯.

3)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速不僅影響氣門開啟段與關(guān)閉段升程規(guī)律，還影響氣門關(guān)閉時(shí)刻.隨著發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的提高，最大氣門升程有減小的趨勢(shì)，氣門關(guān)閉時(shí)刻推遲，氣門開啟持續(xù)期延遲但氣門升程斷面積減小.氣門開啟段與關(guān)閉段速度最大值均延遲；同時(shí)，關(guān)閉段的速度最大值隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的提高有增大的趨勢(shì).在氣門關(guān)閉階段，加速度最大值隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的提高而增大.

4)本次研究?jī)H是通過仿真和初步試驗(yàn)的方法對(duì)設(shè)計(jì)的系統(tǒng)的升程規(guī)律、速度和加速度進(jìn)行了分析，但沒有涉及到氣門落座速度的控制研究，有待在今后進(jìn)行研究.

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Design and Analysis of Electro-hydraulic Fully Variable Valve Actuation System

YANG Jing1,2,WANG Zichang1, WANG Yi1,3, LI Yangtao3, Amir Khajepour1,3, FENG Renhua2?

(1. State Key Laboratory of Advanced Design and Manufacturing for Vehicle Body, Hunan University, Changsha 410082, China; 2. Key Laboratory of Advanced Manufacture Technology for Automobile Parts, Ministry of Education, Chongqing University of Technology, Chongqing 400054,China;3. Department of Mechanical and Mechatronics Engineering, University of Waterloo, Waterloo, Ontario N2L3G1, Canada)

In order to satisfy the requirements of design and performance of an internal combustion engine, all kinds of existing variable valve actuation systems were compared by analyzing their advantages and disadvantages, and a novel electro-hydraulic variable valve actuation system was then developed. Afterwards, a simulation model based on the mathematical and physical equations was developed through MATLAB/Simulink softwares, and the developed model was verified by experimental results. Furthermore, the effects of controllable parameters such as the phase angle difference between high and low pressure rotary valve, accumulator pressure and engine speed on maximum lift, valve open duration, and valve velocity and acceleration were investigated. The results showed that phase angle difference had limited influence on valve trajectory at the beginning section of lift, but changed the valve closing by altering valve open duration. The pressure of accumulator did not change the valve timing and its duration， but influenced significantly on the maximum valve lift. The maximum valve lift and valve closing were affected by the engine speed variance. Sectional area of valve lift decreased and valve closing delayed with the increasing engine speed.

internal combustion engine; variable valve timing; variable valve lift; valve velocity; fluid control;electro-hydraulic

1674-2974(2017)02-0009-07

10.16339/j.cnki.hdxbzkb.2017.02.002

2016-02-25

國(guó)家高技術(shù)研究發(fā)展計(jì)劃(863計(jì)劃)資助項(xiàng)目(2012AA111801), National High Technology Research and Development Program of China (863 Program) (2012AA111801)；汽車零部件先進(jìn)制造技術(shù)教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室開放課題基金項(xiàng)目(2014KLMT05)，Key Laboratory of Advanced Manufacture Technology for Automobile Parts, Ministry of Education(2014KLMT05)

楊靖(1957-)，女，湖南益陽人，湖南大學(xué)教授，博士生導(dǎo)師

?通訊聯(lián)系人，E-mail:fengrenhua@cqut.edu.cn

U464.134

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