柔性液壓挺柱全可變配氣機構(gòu)設(shè)計與優(yōu)化

彭菊生，朱景建

（湖州職業(yè)技術(shù)學(xué)院機電與汽車工程學(xué)院，湖州 313000）

柔性液壓挺柱全可變配氣機構(gòu)設(shè)計與優(yōu)化

彭菊生，朱景建

（湖州職業(yè)技術(shù)學(xué)院機電與汽車工程學(xué)院，湖州 313000）

為了解決目前配氣可變機構(gòu)存在的機構(gòu)復(fù)雜、性能不理想、成本偏高等缺點，設(shè)計了一種基于容積控制的柔性液壓挺柱VVT(Variable Valve Timing)配氣機構(gòu)，分析了其結(jié)構(gòu)原理，建立了活塞位移在不同轉(zhuǎn)速和負荷下隨曲軸轉(zhuǎn)角變化情況的數(shù)學(xué)仿真模型，結(jié)果顯示：該機構(gòu)實現(xiàn)了低速或低負荷短行程、高速或全負荷長行程的控制方式。然后用直接測量法對其進行了氣門特性試驗，通過試驗分析了該機構(gòu)的動態(tài)特性、優(yōu)缺點和主要性能參數(shù)。試驗結(jié)果與仿真結(jié)果基本吻合，表明該機構(gòu)具有同時改變氣門升程和配氣正時的作用，且高速響應(yīng)性較好，成本較低，壽命較長，對車用高速發(fā)動機有一定的實際應(yīng)用價值。

柔性液壓挺柱；全可變配氣機構(gòu)；仿真；氣門升程

0 引言

配氣可變機構(gòu)在工況多變的四沖程發(fā)動機上應(yīng)用研究可謂方興未艾，目前有凸輪可變配氣機構(gòu)根據(jù)驅(qū)動機構(gòu)調(diào)節(jié)方式的不同可以分為機械式和液壓式[1～4]。前者主要是通過連續(xù)改變凸輪軸的配氣相位來改變配氣正時，如寶馬公司的Vanos和意大利Fiat公司研制的凸輪驅(qū)動氣門機構(gòu)，前者的缺點是機構(gòu)復(fù)雜，且在高速時慣性太大，系統(tǒng)會出現(xiàn)崩潰現(xiàn)象，其性能不太理想[3]；后者缺點是該機構(gòu)配氣凸輪在動力傳遞過程中存在點接觸，工作時會產(chǎn)生較大磨損[4]。液壓式可變配氣機構(gòu)主要通過改變推桿和搖臂結(jié)構(gòu)形狀來同時改變氣門升程和配氣正時，如Siemens/Hyundai聯(lián)合開發(fā)的EVT機構(gòu)（原理如圖1所示），它將配氣機構(gòu)的從動件改為電液控制，通過調(diào)節(jié)氣門驅(qū)動油缸中油量來改變氣門位移，采用的是流量控制方式，這種控制方式有三個缺點：一是油量的改變比容積改變使油缸伸縮速率低，且使缸內(nèi)液體的穩(wěn)定性變差；二是高速電磁閥價格昂貴，且目前的電磁閥技術(shù)滿足不了發(fā)動機高速工況的要求；三是液體的流進流出，消耗發(fā)動機能量較多。目前研究很熱門的無凸輪可變配氣機構(gòu)Ford公司生產(chǎn)的電液全可變氣門機構(gòu)[4]，因為其中用到的電磁元件響應(yīng)速度還不能滿足發(fā)動機高速工況的要求，因此對高速發(fā)動機還沒有應(yīng)用價值。基于以上機構(gòu)的缺點，本文研制的柔性液壓挺柱全可變配氣機構(gòu)是一種在發(fā)動機不同工況下都有良好配氣性能的柔性機構(gòu)，這種機構(gòu)可以提高發(fā)動機經(jīng)濟性、動力性和排放性能[5]。

圖1 Siemens/Hvundai公司EVT原理圖

1 結(jié)構(gòu)設(shè)計

為了克服流量控制的缺點，本文研制的柔性液壓挺柱全可變配氣機構(gòu)其控制可變的方式由流量控制改為了容積控制，這樣能實現(xiàn)氣門位移改變的前提下提高氣門控制穩(wěn)定性和變化速度，減小氣門沖擊，降低使用成本[6]。

研制的機構(gòu)設(shè)計原理圖如圖2所示，ECU根據(jù)發(fā)動機轉(zhuǎn)速和負荷變化信號輸出指令來控制調(diào)壓電磁閥調(diào)控增壓器右腔的液壓力，增壓器左腔通過氣缸蓋上的油道與液壓挺柱內(nèi)腔相通，這樣液壓挺柱長度柔性可控。挺柱內(nèi)彈簧可降低氣門關(guān)閉時的沖擊速度，并且可消除氣門間隙、增強補油效果。增壓器內(nèi)的彈簧可提高挺柱內(nèi)液壓力穩(wěn)定性，且可加強補油效果。該機構(gòu)在主油道上安裝的補償閥是為了及時補充液壓挺柱內(nèi)、外泄漏油量，使機構(gòu)更穩(wěn)定。

圖2 結(jié)構(gòu)設(shè)計原理圖

當(dāng)發(fā)動機轉(zhuǎn)速或負荷升高時，ECU輸出指令控制調(diào)壓電磁閥使增壓器右腔液壓力升高，這樣增壓器活塞克服彈簧力向左移動，由于液體的不可壓縮性，液壓挺柱內(nèi)油液量增加，液壓挺柱伸長，增加氣門升程。由于凸輪輪廓是按發(fā)動機氣門最大開度設(shè)計的，升程增加的同時，也加大了氣門開啟角和關(guān)閉角，即改變了配氣正時。當(dāng)發(fā)動機轉(zhuǎn)速或負荷減小時，控制過程與此相反。

液壓挺柱的容積變化只在發(fā)動機工況變化的瞬間發(fā)生，一旦所選工況穩(wěn)定，調(diào)壓電磁閥將保持增壓器活塞位置穩(wěn)定，即挺柱容積恒定不變地工作。

2 數(shù)學(xué)建模與仿真分析

該機構(gòu)等效動力學(xué)模型如圖3所示，增壓器活塞位移為X1，液壓挺柱活塞位移（即：氣門位移）為X2，電磁閥調(diào)節(jié)壓力（即：增壓器右腔液壓力）為P1，增壓器左腔液壓力為P2，挺柱腔工作壓力為P3，增壓器彈簧剛度為Kz，氣門彈簧剛度為Kq，增壓器活塞質(zhì)量為m1，液壓挺柱組件質(zhì)量為m2，增壓器活塞受摩擦力為Ff1，液壓挺柱活塞受摩擦力為Ff2，缸內(nèi)氣體對氣門的壓力為F。電磁閥控制流量為Q1，增壓器輸出流量為Q2，挺柱內(nèi)輸入流量為Q3。

圖3 等效動力學(xué)模型

根據(jù)所建立的等效動力學(xué)模型，對該機構(gòu)建立如下力學(xué)方程：

1）增壓器活塞受力平衡方程：

式中，A1、A2為增壓器活塞兩端面積，忽略之差，則A1=A2。

增壓器活塞受的摩擦力[7]354-362：

式中Fjf1max為最大靜摩擦力，F(xiàn)hf1為滑動摩擦力，為速度微元， FF1為活塞受的合力。

2）增壓器活塞位移方程：

通常取6項計算可滿足精度要求，增壓器活塞位移可采用多項式計算[8]：

3）增壓器活塞輸出腔流量連續(xù)性方程[6]：

式中Ctp1為增壓腔泄露系數(shù)，βe為液壓油彈性系數(shù)，V1為增壓腔體積。

4）液壓挺柱內(nèi)流量連續(xù)性方程[9]：

式中Ctp2為挺柱腔泄漏系數(shù)，A3為挺柱腔活塞面積，V2為挺柱腔體積。

5）挺柱活塞受力平衡方程：

挺柱內(nèi)彈簧僅用來補償氣門間隙，其剛度很小，忽略其彈力。

挺柱活塞受的摩擦力：

式中Fjf2max為最大靜摩擦力，F(xiàn)hf2為滑動摩擦力，為速度微元，?F2為活塞受的合力。

本文通過一系列試驗辨識出數(shù)學(xué)模型中的主要參數(shù)，如表1所示。ECU根據(jù)負荷和轉(zhuǎn)速變化輸出指令直接控制電磁閥調(diào)節(jié)壓力P1和流量Q1，系統(tǒng)中液壓力P2與P3、活塞位移X2、流量Q2與Q3為求解值。增壓器活塞位移方程為：

利用仿真軟件MATLAB/Simulink進行仿真，圖4是Simulink仿真模型頂層模塊圖，最后計算出活塞位移X2在不同轉(zhuǎn)速和負荷下隨曲軸轉(zhuǎn)角 的變化情況，圖5和圖6是仿真結(jié)果。80%負荷不同轉(zhuǎn)速時仿真的氣門位移曲線圖如圖5所示，在后面的試驗中將詳細分析其意義。發(fā)動機5000rmp時不同負荷下的氣門位移曲線如圖6所示，從曲線圖上可以看出：發(fā)動機30%負荷時，氣門的開啟程度最高只有3.8mm，實現(xiàn)了低負荷時短行程的控制方式，這樣在高速公路上非常節(jié)油，而發(fā)動機全負荷運轉(zhuǎn)時，氣門快速開啟，并且開啟程度最高達到7.6mm，實現(xiàn)了全負荷時長行程的氣門升程，發(fā)動機的進氣必然順暢，發(fā)動機負荷響應(yīng)特性很好得滿足了使用要求，而且全負荷響應(yīng)性很好。

3 試驗研究

本試驗的目的主要是驗證氣門升程規(guī)律的變化及機構(gòu)響應(yīng)特性[10]34-37。

圖4 Simulink仿真模型頂層模塊圖

表1 仿真參數(shù)表

3.1 試驗系統(tǒng)設(shè)計

氣門特性試驗平臺原理如圖7所示，試驗臺架如圖8所示，采用一臺三相電機，通過行星增速機構(gòu)驅(qū)動一個發(fā)動機配氣機構(gòu)，并通過變頻器模擬不同發(fā)動機轉(zhuǎn)速。用發(fā)動機轉(zhuǎn)速傳感器檢測轉(zhuǎn)速和曲軸轉(zhuǎn)角信號；電控節(jié)氣門位置傳感器檢測發(fā)動機負荷信號；將型號為D1627-200的激光位移傳感器安裝在氣門端部，測量氣門升程；將型號為HDA3844—400的壓力傳感器安裝在增壓器端部，測量增壓器背壓；采用Freescale公司生產(chǎn)的MC9S12XEP100微處理器作為控制芯片，調(diào)壓電磁閥控制增壓器的背壓；校正位移傳感器監(jiān)測增壓器活塞位移；型號為NI的數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)記錄測試參數(shù)。

圖5 80%負荷不同轉(zhuǎn)速時仿真的氣門位移曲線圖

圖6 5000r/min時不同負荷時的氣門位移曲線圖

圖7 氣門特性試驗方案圖

圖8 氣門特性試驗臺架圖

3.2 試驗過程

為了考察該配氣機構(gòu)的特性，用直接測量法對其進行了氣門特性試驗研究。直接測量法是通過對配氣機構(gòu)的氣門升程用相應(yīng)的傳感器進行直接測量，這種測量方法所得的參數(shù)不需要經(jīng)過數(shù)學(xué)換算，所以能夠保證數(shù)據(jù)的精確性[11]。

綜上考慮，采用由變頻器控制的電動機帶動發(fā)動機曲軸可以模擬不同范圍的發(fā)動機轉(zhuǎn)速條件。選擇高精度激光位移傳感器直接測量氣門升程的實驗方案可以精確得出不同轉(zhuǎn)速下的氣門升程。電子控制系統(tǒng)利用轉(zhuǎn)速信號數(shù)值和負荷信號數(shù)值建立三維查值表，對調(diào)壓電磁閥輸出控制脈沖電壓，并參考校正位移傳感器信號，實時修正脈沖值，以確保氣門位移變化規(guī)律的穩(wěn)定性。

3.3 試驗結(jié)果

根據(jù)實際需要，通過改變?nèi)S查值表中調(diào)壓電磁閥的脈沖電壓值來改變增壓器活塞的位移量，調(diào)整液壓挺柱的容積，從而實現(xiàn)氣門升程和啟閉時刻的改變。試驗數(shù)據(jù)與仿真結(jié)果如圖9所示，從圖可以看出：

1）該機構(gòu)的仿真結(jié)果與試驗結(jié)果基本吻合，這也驗證了數(shù)學(xué)模型的有效性；

2）發(fā)動機2000 rpm運轉(zhuǎn)時，氣門開啟時曲軸轉(zhuǎn)過的角度為110°，發(fā)動機6000 rpm運轉(zhuǎn)時，氣門開啟時曲軸轉(zhuǎn)過的角度為205°，實現(xiàn)高速進氣門關(guān)閉角滯后95°，使得高速進氣量更多。

3）發(fā)動機2000 rpm運轉(zhuǎn)時，氣門的開啟程度最高只有3.4mm，實現(xiàn)了低速短行程的控制方式，這樣可以避免進氣不夠充分的現(xiàn)象；

4）而發(fā)動機6000 rpm運轉(zhuǎn)時，氣門快速開啟，并且開啟程度最高達到8.2mm，實現(xiàn)了高速長行程的氣門升程，發(fā)動機的進氣必然順暢。所以，這樣既能保證低速高扭矩，又能獲得高速高功率，發(fā)動機速度響應(yīng)可以很好得滿足使用要求，且高速響應(yīng)性很好。

圖9 80%負荷時不同轉(zhuǎn)速時的氣門位移曲線圖

4 結(jié)論

1）在結(jié)構(gòu)設(shè)計方面由于不采用高性能的液控電磁元件，系統(tǒng)成本較低，壽命周期較長，使得該機構(gòu)更具有實用性。在控制策略上，該機構(gòu)通過改變控制單元中的查值表數(shù)值，即可改變氣門生成規(guī)律和開閉角度。但是該機構(gòu)應(yīng)注意嚴格控制液壓挺柱的內(nèi)、外泄漏，對其加工精度要求較高，另外液壓源的壓力穩(wěn)定性對機構(gòu)系統(tǒng)性能影響較大。

2）建模及仿真結(jié)果顯示，該機構(gòu)可同時滿足配氣正時和氣門升程隨發(fā)動機工況變化的實時控制要求。發(fā)動機30%負荷時，氣門的開啟程度最高只有3.8mm，實現(xiàn)了低負荷時短行程的控制方式，這樣在高速公路上非常節(jié)油，而發(fā)動機全負荷運轉(zhuǎn)時，氣門快速開啟，并且開啟程度最高達到7.6mm，實現(xiàn)了全負荷時長行程的氣門升程，發(fā)動機的進氣必然順暢。低速時氣門的開啟程度最高只有3.4mm，氣門開啟時曲軸轉(zhuǎn)過的角度為110°；高速時氣門快速開啟，并且開啟程度最高達到8.2mm，氣門開啟時曲軸轉(zhuǎn)過的角度為205°，發(fā)動機的進氣必然順暢，這樣既能保證低速高扭矩，又能獲得高速高功率，發(fā)動機速度響應(yīng)可以很好得滿足使用要求。

3）柔性液壓挺柱全可變配氣機構(gòu)的試驗結(jié)果與仿真結(jié)果基本吻合，發(fā)動機2000 rpm運轉(zhuǎn)時，氣門開啟時曲軸轉(zhuǎn)過的角度為110°，發(fā)動機6000 rpm運轉(zhuǎn)時，氣門開啟時曲軸轉(zhuǎn)過的角度為205°，實現(xiàn)高速進氣門關(guān)閉角滯后95°，使得高速進氣量更多。并且發(fā)動機高速時最大功率由82.1kW提高到85.6kW，增加了4%，其主要性能指標具有實際應(yīng)用價值。

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Design and optimization on fl exible hydraulic tappet fully variable valve timing gas distribution mechanism

PENG Ju-sheng, ZHU Jing-jian

U464.134

：A

：1009-0134(2017)08-00104-04

2017-04-24

彭菊生（1982 -），碩士研究生，研究方向為車輛現(xiàn)代制造技術(shù)。