陳健 吳建亮 馬家忠 袁飛 張兵

（1.江蘇蘇美達(dá)機(jī)電科技有限公司，南京 211599；2.江蘇大學(xué)，鎮(zhèn)江 212013）

1 前言

配氣機(jī)構(gòu)是發(fā)動機(jī)的關(guān)鍵部件，可按照發(fā)動機(jī)每一氣缸的工作循環(huán)和發(fā)火次序要求定時開啟和關(guān)閉進(jìn)、排氣門，使得新鮮充量及時進(jìn)入氣缸，而廢氣得以及時從氣缸中排出。氣門挺柱是發(fā)動機(jī)配氣機(jī)構(gòu)的重要組成部分，可將凸輪的推力傳遞給氣門桿或推桿，并承受凸輪軸旋轉(zhuǎn)時所施加的側(cè)向力。傳統(tǒng)的氣門挺柱頂部裝有調(diào)節(jié)螺釘，用于預(yù)留并調(diào)整氣門間隙，以補償熱膨脹造成的氣門關(guān)閉不嚴(yán)的問題。但配氣間隙的存在，一方面使得配氣機(jī)構(gòu)的響應(yīng)性下降，另一方面使配氣機(jī)構(gòu)在工作時產(chǎn)生沖擊而發(fā)出噪聲。液壓間隙調(diào)節(jié)器（Hydraulic Lash Adjuster，HLA）能夠自動補償發(fā)動機(jī)熱膨脹間隙，消除發(fā)動機(jī)冷態(tài)裝配時所預(yù)留的氣門間隙，從而減少配氣機(jī)構(gòu)在工作時產(chǎn)生的沖擊和噪聲，可提高氣門組件的使用壽命及NVH性能。

HLA 的設(shè)計、制造技術(shù)主要由國外汽車零部件公司掌握[1-4]，國內(nèi)學(xué)者對于HLA 的公開研究資料較少，主要集中于清華大學(xué)、江南大學(xué)等高等院校。趙江、趙瑩瑩等[5]研究了機(jī)械改液壓挺柱對發(fā)動機(jī)NVH性能的影響，對2種挺柱結(jié)構(gòu)在冷熱機(jī)怠速、滿載升速、空載升速及倒托升速4種工況下的聲品質(zhì)實測結(jié)果表明，機(jī)械改液壓挺柱后，發(fā)動機(jī)整機(jī)噪聲在中高速工況下獲得1～2 dB的優(yōu)化，同時，缸蓋的振動加速度減小。清華大學(xué)趙雨東、陸際清等[6]針對有液壓間隙調(diào)節(jié)器的氣門機(jī)構(gòu)，提出了模型中主要剛度和阻尼系數(shù)的確定方法，以及一種用于估算HLA 高壓腔機(jī)油混氣比的工程方法。江南大學(xué)李書軍[7]對HLA的泄沉特性進(jìn)行了試驗研究，獲取了HLA 的相關(guān)參數(shù)，并對相關(guān)結(jié)果進(jìn)行了敏度分析。

基于上述背景，開展液壓間隙調(diào)節(jié)器的相關(guān)理論研究、模型搭建、仿真分析、臺架測試等研究工作具有重要意義。本文在簡述液壓間隙調(diào)節(jié)器的結(jié)構(gòu)與工作過程的基礎(chǔ)上，借助一維液力仿真軟件AMESim 搭建系統(tǒng)模型并對其部分工作特性進(jìn)行研究。

2 液壓間隙調(diào)節(jié)器建模

2.1 液壓間隙調(diào)節(jié)器組成及工作原理

當(dāng)挺柱體被凸輪1 托舉向上時（見圖1b、圖1c），推桿作用于支承座11 和柱塞7 上的反力迫使柱塞克服柱塞彈簧力而相對于挺柱體6 向下移動，于是柱塞下部壓力室2 內(nèi)的油液壓力迅速提高，使得單向閥3 關(guān)閉。由于液體的不可壓縮性，整個挺柱如同剛體一樣上升，保證了必要的氣門升程。當(dāng)油液壓力很高時，會有少許油液經(jīng)柱塞7 和挺柱體6 之間的配合間隙泄漏，但并不影響挺柱的正常工作。同樣，在氣門受熱膨脹時，柱塞7 也會因受壓力作用而與挺柱作軸向相對運動，并且將油液自壓力室經(jīng)過上述間隙擠出。因此，使用液壓間隙調(diào)節(jié)器可以不留氣門間隙而保證氣門受熱膨脹時仍然能夠與氣門座緊密貼合。當(dāng)氣門開始關(guān)閉或冷卻收縮時（見圖1a），柱塞7 所受壓力降低，由于柱塞彈簧5 的作用，柱塞7 向上運動，始終與推桿13 保持接觸，同時，柱塞下部的壓力室2 中產(chǎn)生真空度，單向閥3 被吸開，油液流入并再次充滿整個柱塞內(nèi)腔8。

圖1 液壓間隙調(diào)節(jié)器組成

2.2 液壓間隙調(diào)節(jié)器模型

液壓間隙調(diào)節(jié)器的AMESim 仿真模型如圖2 所示，系統(tǒng)關(guān)鍵仿真參數(shù)設(shè)置如下：凸輪回轉(zhuǎn)速度為500～2 000 r/min；油液為15W40機(jī)油；油液含氣量為1%；油溫為70 ℃。

圖2 液壓間隙調(diào)節(jié)器仿真模型

3 仿真與分析

液壓間隙調(diào)節(jié)器工作特性仿真結(jié)果如圖3所示。凸輪升程段工作路徑與液壓間隙調(diào)節(jié)器氣門-搖臂端接觸力、柱塞與挺柱體相對位移、液壓挺柱單向閥口過流及壓力室壓力的變化趨勢整體保持一致，少量油液經(jīng)柱塞和挺柱體之間的配合間隙泄漏。

圖3 液壓間隙調(diào)節(jié)器的工作特性

圖4 所示為氣門位移隨凸輪轉(zhuǎn)角的變化情況，從圖4 中可以看出，氣門位移不受凸輪轉(zhuǎn)角變化的影響，氣門運動的一致性保持較好。

圖4 氣門位移隨凸輪轉(zhuǎn)角變化仿真曲線

綜合來看，凸輪升程段工作路徑與液壓間隙調(diào)節(jié)器受力、位移、過流及高壓腔壓力的變化趨勢一致，從而驗證了模型的正確性。

3.1 含氣量變化對氣門位移的影響

分別設(shè)置油液中的含氣量為0.5%、1.0%、2.0%、5.0%，設(shè)置高壓腔死區(qū)容積為1 cm3，不同油液含氣量條件下的氣門位移仿真曲線如圖5所示。從圖5b中可以明顯看出，在相同凸輪轉(zhuǎn)角處，隨著油液含氣量的提高，氣門位移相對減小，且氣門峰值位移最大差值約0.50 mm。這是因為，隨著油液中含氣量的提高，油液剛度相對降低，造成了初始運動的空行程，進(jìn)而減小了氣門位移，故為提升氣門位移的精度，必須重視油液的含氣量，必要時可設(shè)置排氣裝置。

圖5 不同含氣量條件下的氣門位移仿真曲線

3.2 高壓腔死區(qū)容積對氣門位移的影響

事實上，當(dāng)油液含氣量較高時，高壓腔并沒有隨動反饋，這與高壓腔死區(qū)容積密切相關(guān)，適當(dāng)減小死區(qū)容積，如按0.001 cm3設(shè)置（不可設(shè)置為0），減小高壓腔死區(qū)容積后不同含氣量條件下的氣門位移仿真曲線如圖6 所示。由圖6 可以看出，氣門位移的隨動響應(yīng)性有所提升，且氣門峰值位移最大差值約0.30 mm。這主要是因為隨著油液含氣量的增加，油液的可壓縮性相應(yīng)提升，在高壓作用下，這種壓縮性更加明顯，而適當(dāng)減小高壓腔死區(qū)容積則在一定程度上減小了此影響，故在工程實踐中應(yīng)盡量減小高壓腔的容積。

圖6 減小高壓腔死區(qū)容積后不同含氣量條件下的氣門位移仿真曲線

3.3 油溫變化對氣門位移的影響

油溫對氣門位移的影響也很大，不同油溫條件下的氣門位移仿真曲線如圖7 所示，從圖7 中可以看出，隨著油溫的提高，在相同凸輪轉(zhuǎn)角處，氣門位移相對減小，且氣門峰值位移最大差值約0.10 mm。這是因為，對于相同牌號的機(jī)油，隨著油溫的升高，油液的粘度減小，泄漏量增加，從而導(dǎo)致氣門位移減小。所以，對于氣門位移的精度有嚴(yán)格要求的場合，必須考慮油溫變化對氣門升程的影響，并布置相應(yīng)的冷卻油道，使機(jī)油的工作溫度始終保持在設(shè)定范圍內(nèi)。

圖7 不同油溫條件下的氣門位移仿真曲線

3.4 機(jī)油牌號對氣門位移的影響

分別采用15W30和15W40機(jī)油開展仿真分析，氣門位移如圖8所示，仿真結(jié)果表明，在相同凸輪轉(zhuǎn)角處，使用15W40 機(jī)油時的氣門位移較使用15W30機(jī)油時大，且氣門峰值位移最大差值約0.15 mm。這是因為隨著油液的高溫運動粘度升高，相應(yīng)運動粘度等級隨之提升，泄漏量減少。但從工程實際的角度來看，采用此種方法的工程實現(xiàn)成本較高，所以需要綜合考量。

圖8 采用不同牌號機(jī)油條件下的氣門位移仿真曲線

4 結(jié)束語

本文利用AMESim 軟件建立了液壓間隙調(diào)節(jié)器模型，重點分析了油液含氣量、高壓腔死區(qū)容積、油溫、機(jī)油牌號4個關(guān)鍵因素對氣門位移的影響，結(jié)果表明：隨著油液中含氣量的增加，氣門位移減?。桓邏呵凰绤^(qū)容積減小，氣門位移的隨動響應(yīng)性有所提升；隨著油溫的升高，油液的粘度減小，泄漏量增加，從而導(dǎo)致氣門位移減?。浑S著機(jī)油高溫運動粘度的升高，相應(yīng)運動粘度等級隨之提升，泄漏量減少。本文可為發(fā)動機(jī)液壓間隙調(diào)節(jié)器開發(fā)提供借鑒，但今后還需通過實物測試對本文的仿真分析進(jìn)行驗證。