王文泰，韓耀輝，賈曉亮，張俊瑋，劉凡碩，黃樹和

(1.北京理工大學(xué)機械與車輛學(xué)院，北京 100081；2.陸軍裝備部駐北京地區(qū)軍事代表局駐臨汾地區(qū)軍事代表室，山西 侯馬 043011；3.中國北方發(fā)動機研究所(天津)，天津 300400)

內(nèi)燃機自第二次工業(yè)革命誕生，時至今日依然在人類社會中發(fā)揮著至關(guān)重要的作用。近些年來，可變配氣技術(shù)作為提高發(fā)動機效率的有效手段發(fā)展迅速。該技術(shù)可大致分為基于凸輪的可變配氣技術(shù)和無凸輪的可變配氣技術(shù)。無凸輪式系統(tǒng)結(jié)構(gòu)復(fù)雜且控制困難，短時間內(nèi)難以普及。目前，方案較為成熟且市場應(yīng)用廣泛的均為基于凸輪的可變配氣技術(shù)。基于凸輪的可變配氣技術(shù)最早是通過調(diào)節(jié)凸輪軸相對于曲軸的運動，改變氣門正時角，比較具有代表性的有Alfa Romeo、寶馬的VANOS系統(tǒng)、豐田的VVT-i系統(tǒng)等。此外，還存在另一種可變配氣技術(shù)，即階段式氣門可變技術(shù)，設(shè)計不同型線的凸輪，當(dāng)發(fā)動機需求改變時，通過改變驅(qū)動氣門運動的凸輪控制其切換實現(xiàn)氣門調(diào)節(jié)，其中以奧迪公司的AVS系統(tǒng)和本田公司的i-VETC系統(tǒng)為代表。

過去，對于高強化柴油機來說，由于循環(huán)進氣量充足，一般不需要采用可變配氣技術(shù)。但隨著高強化柴油機工作過程的不斷強化，逐漸帶來缸內(nèi)燃燒壓力難以控制的問題，特別是在標(biāo)定工況點附近存在燃燒壓力超限，進而帶來安全性的問題。近年來，對于這類機型，多采用諸如米勒循環(huán)等低壓縮技術(shù)來抑制最高燃燒壓力。米勒循環(huán)可以通過可變配氣技術(shù)調(diào)整進氣門關(guān)閉時刻，增加進氣晚關(guān)角，降低有效壓縮比，最終實現(xiàn)降低燃燒壓力的目的。傳統(tǒng)可變配氣技術(shù)通常只能通過平移整體相位角達到可變配氣的效果。

針對此需求，開發(fā)研究了一種階段式電液可變氣門系統(tǒng)。通過設(shè)計可變配氣調(diào)節(jié)機構(gòu)，不同的凸輪型線可滿足柴油機在啟動和正常工作時的工作需求。建立了機構(gòu)的數(shù)學(xué)模型，通過仿真分析得到了機構(gòu)切換響應(yīng)性的影響規(guī)律，并搭建試驗臺驗證了這種機構(gòu)的響應(yīng)特性，為該技術(shù)的實用化奠定了基礎(chǔ)。

1 系統(tǒng)工作原理與機構(gòu)設(shè)計

1.1 工作原理

傳統(tǒng)可變氣門技術(shù)通常只能完成相位角的平移，而無法在保持氣門開點不變的情況下調(diào)整進氣晚關(guān)角。如圖1所示，其只能在AC和BD兩種工況下切換，即增大晚關(guān)角的同時會減小早開角，這會導(dǎo)致進氣量減少，功率降低。針對這種情況，高強化柴油機采用階段式氣門可變技術(shù)，可以實現(xiàn)氣門開點為A不變，閉點在C和E之間切換，使柴油機同時滿足啟動時壓縮比大和標(biāo)定工況下晚關(guān)角大、燃燒壓力小的要求。

圖1 可變配氣技術(shù)相位

氣門的兩級可調(diào)機構(gòu)是一種典型的電液切換系統(tǒng)，通過電磁閥控制油路壓力，進而實現(xiàn)對兩段式挺柱的控制。系統(tǒng)機油回路見圖2a，主要包括油箱、油泵、溢流閥和電磁閥等部分。油泵將機油從油箱內(nèi)抽出，一部分用于對凸輪軸軸承潤滑，另一部分通過與之并聯(lián)的溢流閥得到穩(wěn)定油壓。電磁閥有兩種工作狀態(tài)，通電時對應(yīng)兩段式挺柱的泄壓過程，斷電時則對應(yīng)穩(wěn)定油壓驅(qū)動挺柱鎖止過程。所用電磁閥結(jié)構(gòu)示意見圖2b。

圖2 兩級氣門電液切換系統(tǒng)

挺柱總成與凸輪塊總成共同實現(xiàn)氣門的兩級可調(diào)。挺柱總成由內(nèi)外挺柱、鎖止銷、固定套等組成，凸輪塊總成由高低兩種不同型線的凸輪組成。內(nèi)挺柱置于外挺柱內(nèi)部，內(nèi)外挺柱分別對應(yīng)高低升程兩種凸輪。低氣門升程時，低凸輪起主要控制作用，外挺柱在高凸輪的作用下與內(nèi)挺柱之間發(fā)生相對運動，外挺柱內(nèi)底與大彈簧連接，大彈簧由內(nèi)挺柱金屬片支架支撐，保證外挺柱與高凸輪始終接觸；高氣門升程時，機油從油道進入外挺柱固定套，油壓推動外挺柱鎖止銷移動，從而內(nèi)外挺柱形成一個整體共同運動，內(nèi)挺柱失去與低凸輪的接觸，高凸輪起主要控制作用，實現(xiàn)氣門的切換。凸輪總成、挺柱總成具體結(jié)構(gòu)及氣門高低升程對應(yīng)的挺柱狀態(tài)見圖3。

1—低升程凸輪；2—高升程凸輪；3—外挺柱；4—外挺柱鎖止銷；5—外挺柱固定套；6—進油口；7—內(nèi)挺柱固定套；8—鎖止銷彈簧；9—內(nèi)挺柱鎖止銷；10—內(nèi)挺柱；11—大彈簧。圖3 挺柱總成與凸輪總成結(jié)構(gòu)

綜上所述，兩段式可變氣門系統(tǒng)的基本原理是通過調(diào)節(jié)電磁閥開閉實現(xiàn)升程的調(diào)節(jié)。氣門的兩級可調(diào)需要對凸輪塊與挺柱的合理設(shè)計實現(xiàn)快速切換。

1.2 氣門調(diào)節(jié)機構(gòu)設(shè)計

兩級式氣門調(diào)節(jié)通過切換凸輪型線實現(xiàn)，凸輪塊與挺柱是其關(guān)鍵部件，凸輪塊上的兩種凸輪型線保證了高低升程和相位的準確性，挺柱內(nèi)鎖止銷與柱塞彈簧保證了切換的響應(yīng)性。

1.2.1 凸輪型線設(shè)計

凸輪型線的設(shè)計依據(jù)已有的理論開展，分為緩沖段和工作段設(shè)計。緩沖段設(shè)計確定補償升程為0.35 mm，曲線種類選擇等加速-等速段。等加速-等速段的一般表達式可由式(1)表示，其具有高階導(dǎo)數(shù)在終點處均為0的特點，適合與工作段平穩(wěn)相接。

(1)

式中：為等加速末端角度；為緩沖段包角；，，均為常數(shù)。

工作段選取五項式高次方凸輪，其升程曲線可表達為

(2)

式中：，，，，為待定系數(shù)；，，，為冪指數(shù)；為凸輪轉(zhuǎn)角，以工作段的起點為=0；為基本段包角。

以凸輪最小曲率半徑以及豐滿系數(shù)為限制條件，綜合考慮配氣機構(gòu)的磨損和進氣能力，最終優(yōu)化設(shè)計的兩種凸輪型線如圖4所示。

圖4 凸輪升程曲線

1.2.2 鎖止銷彈簧設(shè)計

由上述機構(gòu)原理介紹可知，油壓推動鎖止銷將內(nèi)外挺柱結(jié)合作為一個整體運動是實現(xiàn)凸輪切換的關(guān)鍵，而卸除油壓后鎖止銷的回位是依靠彈簧的作用，在油壓與鎖止銷直徑一定的條件下，鎖止銷彈簧的參數(shù)決定了凸輪型線切換的可行性與響應(yīng)性。鎖止銷在油壓作用下與回位狀態(tài)下，根據(jù)受力平衡可得：

(3)

式中：為油壓；為鎖止銷橫截面積；為彈簧預(yù)緊力；為彈簧剛度；為鎖止銷位移；為鎖止銷與挺柱間摩擦力；、為對應(yīng)工作階段的鎖止銷加速度。

通過上述分析，最終選取鎖止銷彈簧參數(shù)為剛度=1 000 N/m，彈簧預(yù)緊量為0.25 mm，代入式(3)可得鎖止銷最大位移時仍受到0.25 N的合力防止與彈簧脫離，油液卸除瞬間彈簧對其有1.25 N的力使其回位，綜合考慮鎖止銷的質(zhì)量和位移量，上述動作都具有足夠的響應(yīng)時間。

1.2.3 挺柱供油套設(shè)計

挺柱從低升程工作狀態(tài)切換到高升程工作狀態(tài)需要鎖止銷進油端液壓油克服彈簧力將內(nèi)外挺柱進行鎖止，而挺柱在凸輪驅(qū)動下不斷高速往復(fù)運動，因此需要設(shè)計固定的供油套對挺柱進行供油，供油套與挺柱之間為高精度間隙配合。高升程凸輪工作時，供油套與挺柱間相對位移范圍在0～10 mm之間，即該范圍內(nèi)應(yīng)保持供油套供油口與挺柱進油口之間的接觸。設(shè)計供油套進油口一端通過M10螺紋孔與液壓油管連接，另一端通過直槽口與挺柱油道連接供油。因供油套僅起固定供油作用，不承受較大的力，為節(jié)約成本，選取鋁合金材料進行加工制造。

2 兩段式可變氣門特性仿真分析

氣門的調(diào)節(jié)通過控制電磁閥的開閉來實現(xiàn)，在仿真中可以通過設(shè)置穩(wěn)壓油源的油壓獲得時刻來控制。為了分析系統(tǒng)的調(diào)節(jié)特性，對兩段式可變升程系統(tǒng)進行了詳細的建模研究。通過Simulink和AMEsim的聯(lián)合仿真策略實現(xiàn)了控制模型與物理模型連接，進行了系統(tǒng)仿真分析。

圖5示出凸輪軸轉(zhuǎn)速1 000 r/min工況下，在=200 ms時刻切換氣門的仿真曲線。由圖5a可以看出，在不考慮油路油壓建立時間的情況下，電磁閥狀態(tài)改變后，液壓油進入挺柱油路，鎖止銷迅速運動實現(xiàn)內(nèi)外挺柱的鎖止，在下一循環(huán)氣門運動變?yōu)楦呱虪顟B(tài)，即實現(xiàn)了氣門的切換。圖5b示出氣門切換前后凸輪軸扭矩的變化，可見電磁閥開啟后凸輪軸扭矩明顯增大，包括氣門升程增加帶來的扭矩提高和克服挺柱大彈簧的扭矩兩部分。

圖5 氣門切換仿真結(jié)果

氣門切換響應(yīng)性的關(guān)鍵在于電磁閥開啟到鎖止銷到達一定位移所用的時間，在凸輪軸轉(zhuǎn)速與電機轉(zhuǎn)速相同、電磁閥開啟時刻相同的條件下，分別探究不同系統(tǒng)參數(shù)對切換過程響應(yīng)性的影響。鎖止銷受到液壓油的壓力從而克服彈簧力運動，油壓對鎖止銷受到的力有影響，進而影響鎖止銷運動。氣門的切換是由于鎖止銷將內(nèi)外挺柱鎖止，因此觀測鎖止銷的位移情況更為直接。在凸輪軸轉(zhuǎn)速為1 000 r/min時，=0 s時刻關(guān)閉電磁閥，分別探究不同油壓時鎖止銷運動情況，結(jié)果見圖6。

圖6 不同油壓下鎖止銷運動曲線

可以看到，油壓變化對鎖止銷運動規(guī)律的影響與理想情況較為一致，即隨著油壓的增大，鎖止銷達到最大位移的時間減少。當(dāng)=0.05 MPa時，油壓不足以克服彈簧力使鎖止銷達到最大位移，無法完成內(nèi)外挺柱的鎖止；當(dāng)=0.08 MPa時，鎖止銷運動到最大位移所用時間為1.9 s；=0.12 MPa及=0.16 MPa時，鎖止銷運動到最大位移所用時間分別為1.1 s和0.7 s，即用時逐漸減少，但減少的幅度降低。實際使用中，油壓過低會導(dǎo)致鎖止銷運動變慢，導(dǎo)致切換的響應(yīng)性降低，甚至無法完成切換動作，但油壓到達一定的數(shù)值后，氣門切換能夠在較短的時間內(nèi)完成，繼續(xù)增大油壓并不能明顯提高其響應(yīng)性?？紤]到實際發(fā)動機油壓的建立過程，應(yīng)選擇適當(dāng)?shù)挠蛪鹤鳛殒i止銷運動的驅(qū)動。

同時，氣門的切換是為了實現(xiàn)不同發(fā)動機工況下的性能最優(yōu)，因此需要研究發(fā)動機轉(zhuǎn)速對切換過程響應(yīng)性的影響。對于該系統(tǒng)，不同的發(fā)動機轉(zhuǎn)速下，供油套與挺柱進油口之間連通的相對面積變化頻率也不同，通過對可變面積節(jié)流口和發(fā)動機轉(zhuǎn)速參數(shù)的設(shè)置，仿真分析不同轉(zhuǎn)速下氣門切換響應(yīng)性規(guī)律。圖7示出油壓0.12 MPa，不同轉(zhuǎn)速下，=0 s時刻開啟電磁閥的情況下鎖止銷位移曲線。圖8和圖9分別為與圖7同時間軸的流量曲線和油壓變化曲線?？梢钥闯?，發(fā)動機轉(zhuǎn)速對鎖止銷位移幾乎沒有影響。選取1 s附近的流量曲線進行研究，由于可變節(jié)流口面積的變化，進入鎖止銷一側(cè)腔內(nèi)的油液流量不同，進而導(dǎo)致其油壓有略微差別，但由于整體油壓大小及變化趨勢相近，因此對其運動過程幾乎沒有影響。

圖7 不同轉(zhuǎn)速下鎖止銷運動曲線

圖8 不同轉(zhuǎn)速下流量曲線

圖9 不同轉(zhuǎn)速下油壓變化曲線

3 兩段式可變氣門調(diào)節(jié)試驗研究

由于實際工作過程中存在發(fā)動機轉(zhuǎn)速波動、凸輪軸負載變化等影響，為進一步探究其工作特性，開展試驗研究進行驗證分析。

試驗中以單片機為氣門控制器，通過對升程切換系統(tǒng)的原理分析可知電磁閥為控制切換的關(guān)鍵執(zhí)行機構(gòu)，當(dāng)單片機接收到目標(biāo)氣門升程信號時，發(fā)出電壓信號控制電磁閥通斷。為了研究氣門切換影響規(guī)律，在不同凸輪軸轉(zhuǎn)速、油壓的條件下使單片機發(fā)送氣門切換信號，得到相應(yīng)的氣門升程曲線及切換時間。在試驗臺中，使用異步交流電機模擬發(fā)動機曲軸轉(zhuǎn)動。試驗信號采集及處理示意見圖10。

圖10 試驗信號采集及處理示意

3.1 油壓影響規(guī)律

根據(jù)仿真分析結(jié)果可知，油壓對氣門的切換有較大的影響。圖11示出發(fā)動機轉(zhuǎn)速為1 000 r/min，=0.1 s時關(guān)閉電磁閥(圖中紅線時刻)，不同油壓下的氣門升程曲線。

圖11 不同油壓下氣門升程切換曲線

從圖11可以看出，在不同油壓條件下，氣門切換響應(yīng)性與圖6中仿真所得到的規(guī)律基本相同，也和理想的變化規(guī)律基本一致，即隨著油壓的增加，氣門切換響應(yīng)性逐漸加快，切換升程所用的時間減少。同時也可以看出，隨著供油壓力的升高，氣門切換響應(yīng)的提升空間越來越小，這也與仿真結(jié)果相符。不同油壓下氣門切換時間變化規(guī)律見圖12。當(dāng)=0.08 MPa時即可完成氣門的切換，但用時較長，為2.1 s；當(dāng)=0.12 MPa時完成氣門切換用時1.2 s；當(dāng)=0.16 MPa時則僅需0.8 s即可完成切換。需要注意的是，試驗過程中，雖然=0.08 MPa和=0.10 MPa時都可以完成氣門的切換，但偶爾也出現(xiàn)不能切換的情況，這可能是低油壓時，油無法通過供油套等結(jié)構(gòu)造成的。考慮到切換的可靠性，應(yīng)采用=0.12 MPa及以上油壓進行切換。

相比仿真，試驗用時與仿真用時相比略大，這是因為在電磁閥關(guān)閉的瞬間，鎖止銷供油側(cè)壓力并不是立刻到達0.16 MPa，即挺柱內(nèi)油路的油壓建立需要一定的時間，仿真中也考慮了油壓建立過程，但與實際試驗存在一定誤差。另外由于供油套與挺柱之間為間隙配合，挺柱在高速往復(fù)運動過程中，液壓油存在泄漏現(xiàn)象，這部分泄漏掉的液壓油并沒有起到推動鎖止銷的作用，因此試驗過程中氣門的實際切換時間大于仿真結(jié)果，但是其影響規(guī)律相同。

圖12 不同油壓下氣門升程切換時間

圖13 不同發(fā)動機轉(zhuǎn)速下氣門升程切換曲線

3.2 轉(zhuǎn)速影響規(guī)律

氣門的切換是為了實現(xiàn)不同發(fā)動機工況下的性能最優(yōu)，上文已經(jīng)在仿真中研究了發(fā)動機轉(zhuǎn)速對該系統(tǒng)氣門切換響應(yīng)性的影響規(guī)律，本節(jié)進行試驗驗證分析。圖13示出油壓0.14 MPa，不同轉(zhuǎn)速下，=0.1 s時關(guān)閉電磁閥的氣門升程曲線?？梢钥闯觯囼灲Y(jié)果與圖7中仿真結(jié)果相同，即發(fā)動機轉(zhuǎn)速對氣門切換的響應(yīng)性幾乎沒有影響，從電磁閥關(guān)閉到氣門升程實現(xiàn)切換的用時均約為1 s。

4 結(jié)論

a) 針對高強化柴油機標(biāo)定點燃燒壓力抑制和起動控制的需求，設(shè)計了兩段式可變配氣相位，驗證了系統(tǒng)可以實現(xiàn)低壓縮相位和起動控制相位的兩段控制；

b) 進行的切換試驗表明，在油壓0.12 MPa的狀態(tài)下可以實現(xiàn)兩段式相位的穩(wěn)定切換；

c) 進行的參數(shù)影響試驗表明，隨機油壓力增高，切換響應(yīng)速度加快，在穩(wěn)定切換油壓下，轉(zhuǎn)速變化對切換特性沒有影響。