氣動發動機配氣機構設計及優化研究

楊 靖，陶文祝，何聯格，薛清華，羅賢芳，楊 東

(1.重慶理工大學 a.車輛工程學院; b.汽車零部件先進制造技術教育部重點實驗室， 重慶 400054； 2.重慶開物工業有限公司， 重慶 401331)

隨著能源危機與環境問題的日益加劇，新能源汽車代替以石化燃料為能源的傳統汽車已成為必然趨勢[1]。高壓氣體驅動的發動機(以下簡稱氣動發動機)作為一種以壓縮空氣或液態空氣為動力源的動力裝置，通過將高壓氣體直接充入氣缸，憑借高壓氣膨脹推動活塞運動實現做功，完全不需要進行燃燒，實現了真正意義上的零排放，是名副其實的清潔動力[2]。氣動發動機憑借工作原理簡單、動力源豐富、工作過程穩定、易控制、能實現零排放等顯著優勢，可應用于城市公交車、冷凍運輸車、家用轎車等領域。然而，壓縮空氣能量密度遠遠低于傳統的化石燃料，導致氣動發動機升功率低、續航里程短，因而限制了氣動發動機的大規模推廣[3]。截至目前為止，國外氣動發動機的發展已有100多年歷史，具有代表性的是法國工程師Guy Negre領導的研究小組，他們致力于壓縮空氣動力汽車的研發，已經獲得相關專利20余項，并組建了法國MDI汽車公司專門研制氣動汽車[4-5]。國內以浙江大學為代表，他們基于某傳統內燃機進行改造，已成功研發出一款氣動發動機樣機，通過調整發動機運行參數來控制動力輸出，已完成了一系列的試驗及規律探索[6]。但迄今為止，國內對大排量氣動發動機的研究還處于空白，因而對其研究仍大有可為。

氣動發動機在高壓氣體充入氣缸時，高壓氣閥存在開閉困難、不易密封、易磨損等難題，因此氣動發動機的研發核心技術集中于高壓進氣閥的研制。本文基于某直列六缸柴油機，將其開發為一款六缸大排量、進氣壓力為7 MPa的氣動發動機。本研究提出了一種全新的運用高壓氣閥、換氣閥及排氣閥三氣閥配氣型式的結構，以配合四沖程氣動發動機的工作過程。高壓氣閥是一種易操控、自潤滑、易密封、能自動調節的高壓進氣旋轉閥。高壓氣閥的特殊結構設計，目的是以最小的能耗和可靠的密封將高壓空氣按需求順利充入氣缸，改變了傳統菌形氣門的進氣方式，提供了一種新型的進氣方案，為大排量氣動發動機的實現、應用和推廣提供了技術保證，同時為大排量氣動發動機的成功研制提供了可能，在新能源汽車發動機的發展方面開辟了新的思路。

1 氣動發動機介紹

1.1 氣動發動機基本原理

氣動發動機依靠高壓氣膨脹做功，完全沒有任何燃燒化學反應，是真正意義上的清潔動力，因而其工作原理也有其獨特之處[7]。圖1為理想的氣動發動機示功圖。氣動發動機理論工作循環包含4個沖程。第1沖程為進氣及膨脹做功沖程——進氣階段，由變質量等容過程(點1—2)和變質量等壓過程(點2—3)組成，在1點高壓氣閥打開，壓縮空氣快速進入氣缸，缸內氣體壓力快速升至進氣壓力，隨后壓縮空氣持續充入氣缸，推動活塞下行，直至高壓氣閥關閉。膨脹做功階段由常質量等熵過程(點3—4)組成，當高壓氣閥關閉后，高壓氣體推動活塞下行做功至下止點。第2沖程為排氣沖程——排氣階段，由變質量等容過程(點4—5)和變質量等壓過程(點5—6—7)組成。排氣閥打開后，缸內氣體快速排出氣缸，壓力快速下降至環境壓力，隨后隨著活塞上行將廢氣推出氣缸直至上止點排氣閥關閉。第3沖程為吸氣沖程，該過程為變質量等壓過程(點7—6—5)，高壓氣閥及排氣閥均處于關閉狀態，換氣閥打開，活塞由上止點7向下運動至下止點，但換氣閥仍不關閉。第4沖程為掃氣及壓縮過程——掃氣階段，活塞由下止點上行(點5—6)，為變質量等壓過程。活塞將缸內一部分氣體推出缸外，從而將相應的冷量也帶出。壓縮階段由常質量等熵過程(點6—1)組成，掃氣結束后，活塞繼續上行壓縮缸內氣體，直至上止點。上止點的溫度壓力控制取決于開始壓縮時刻(6點)。

圖1 理想的氣動發動機示功圖

1.2 原型機基本參數及氣動發動機開發目標

研究基于一款大排量柴油機開發，表1為原機基本參數及氣動發動機開發目標。

該氣動發動機的特點為：① 每缸采用高壓進氣閥、換氣閥及排氣閥三氣閥結構，以配合氣動發動機四沖程工作;② 利用空氣替代原冷卻水，采用空氣循環換熱協助氣缸維持在所希望的工作溫度范圍；③ 采用阿特金森循環(增大換氣閥關閉滯后角)原理實現膨脹比大于壓縮比，在協助帶走冷量的同時，以最小的壓縮功實現氣缸溫度的平衡，使其高效工作；④ 發動機6缸總排量為9.72 L，為大排量氣動發動機；⑤ 功率設計目標為120 kW，主要原因為壓縮空氣能量密度遠低于柴油，但氣動發動機力求達到氣耗能量的高效率轉換。

表1 原型機基本參數及氣動發動機開發目標

1.3 氣動發動機配氣機構

基于壓縮空氣膨脹做功溫度下降的特性，氣動發動機采用四沖程型式以實現缸溫回升，并使氣缸維持在合適的工作溫度。本研究提出氣動發動機配氣機構采用高壓氣閥、換氣閥、排氣閥三氣閥配氣型式以配合氣動發動機四沖程工作。由圖2三氣閥位置布局可見，氣動發動機在原柴油機缸蓋上取消了噴油器，將噴油器位置孔適當擴大加工為高壓氣閥。將高壓氣充入氣缸的進口，該進口位于換、排氣閥間燃燒室中心位置，有利于高壓氣充入及活塞受力均勻。

由圖3可看出，換排氣配氣機構采用下置式凸輪驅動形式，與高壓氣閥協同配合工作。

1.排氣閥;2.高壓氣閥;3.換氣閥;4.缸蓋螺栓孔;5.推桿孔;6.缸蓋

圖3 換、排氣配氣機構結構

氣動發動機工作時，高壓氣閥將7 MPa壓縮空氣充入氣缸，在高壓氣的持續作用下，高壓氣閥如沿用傳統菌形氣門結構，難以實現快速而準確的關閉，甚至出現氣閥彈簧無法關閉氣閥的現象，故高壓氣閥選用旋轉進氣的旋轉閥形式，有效避免了以上弊端。

由圖4高壓氣閥進氣原理可以看出，高壓氣體由高壓氣罐流出通過高壓氣管經減壓閥減壓進入穩壓腔，再由穩壓腔均勻地進入各缸高壓氣閥，高壓氣閥根據不同轉速和負荷的要求向氣缸供給適量的高壓氣體。由圖5高壓氣閥總體布置可以看出：高壓氣閥總成共包含兩條動力驅動路線：① 旋轉閥動力驅動路線。各缸采用獨立電機按1/4曲軸轉速驅動旋轉閥，即每循環旋轉閥旋轉180°。② 負荷閥動力控制路線。采用一個獨立電機通過齒輪齒條、拉桿共同控制6氣缸負荷閥擺動，并通過電子控制根據轉速和負荷需求對負荷閥進行控制，從而實現不同工況下對高壓氣氣量的精確控制。

1.高壓氣罐;2.減壓閥;3.穩壓腔;4.高壓氣管; 5.高壓氣閥總成;6.氣缸

圖6為GT-power搭建的氣動發動機性能模擬模型。該模型基于已標定好的原柴油機性能模擬模型，將氣動發動機相應結構參數進行替換和完善，對氣動發動機的開發具有較好的指導意義。氣動發動機性能模擬模型主要由高壓進氣系統、換氣系統、排氣系統、氣缸及曲軸箱等部分組成。

1.旋轉閥電機;2.高壓閥總成;3.負荷閥電機; 4.負荷調節拉桿;5.缸蓋;6.負荷閥調節桿

1.高壓氣進氣系統;2.換氣系統; 3.發動機本體;4.排氣系統

由該模型計算出2 200 r/min發動機每工作循環高壓氣量的需求，從而確定高壓氣閥進出口尺寸，并考慮到密封、氣量控制及驅動力等方面的影響，確定出高壓氣閥采用同心三層旋轉與擺動相結合和利用錐面密封的獨特結構。由圖7高壓氣閥結構及高壓氣流通路徑可以看出，高壓氣閥主要由旋轉閥、負荷閥、閥體及附屬結構組成。其中，旋轉閥設計為1/4曲軸轉速的旋轉運動，其功能是根據曲軸轉速信息實現打開、關閉及持續開啟高壓氣通路。負荷閥位于閥體與旋轉閥之間，其功能是根據不同轉速和負荷需求，通過齒輪齒條帶動負荷閥拉桿，從而實現局部擺動以控制高壓氣的進氣量。閥體為整個高壓氣閥總成的裝配機體。工作時，高壓氣一部分由旋轉閥氣流方向上的孔直接進入其內部，另一部分沿閥體兩側環道流動并由環道上的小孔進入。

1.閥體;2.負荷閥;3.旋轉閥;4.旋轉閥桿;5.旋轉閥銷;6.推力軸承;7.下彈簧座;8.旋轉閥彈簧;9.上彈簧座;10.聯軸器;11.驅動電機支架;12.負荷閥調節桿

圖7 高壓氣閥結構及高壓氣流通路徑

2 配氣機構建模及優化分析

2.1 配氣機構計算仿真模型

配氣機構的設計準則是既能保證工作平穩、凸輪接觸應力不過大、具有良好的潤滑性能等可靠性，又能具有良好的充氣性能。運用專業配氣機構模擬軟件AVL Excite Timing Drive建立換、排氣配氣機構仿真模型，可滿足工程需求精度[8]。選取和設置相關零件質量、剛度、阻尼及全局工況參數，建立如圖8所示的配氣機構仿真模型。

圖8 配氣機構仿真模型

2.2 換、排氣凸輪型線優化設計

為了保證活塞處于壓縮上止點時缸內最高溫度維持在200 ℃、最高壓力為6.5 MPa，凸輪型線應使換氣閥遲閉角增大，在實現氣動發動機增大幾何壓縮比的前提下，使有效膨脹比大于壓縮比，從而使得熱能向機械能的轉化效率增大，保證氣動發動機高效工作[9]。在AVL軟件凸輪設計模塊中確定出換、排氣閥最大升程。凸輪型線緩沖段的設計選用梯形函數，選取和設置緩沖段高度、緩沖段末端速度。工作段的設計采用氣門分段加速度函數方法，結合氣動發動機的工作循環要求，確定出各段的長度、末端加速度、曲線類型、幅值及階數。表2和表3分別為換、排氣配氣機構的主要技術參數和主要性能參數。

由表3可以看出：氣動發動機配氣機構運動學原理合理、可行，豐滿度、凸輪最大接觸應力、最小曲率半徑、最小彈簧裕度、K系數、最小潤滑系數、最大躍度等均在合理范圍內，能滿足可靠性等性能要求。

表2 氣動發動機配氣機構主要技術參數

技術參數換氣排氣氣門升程/mm12.512.5凸輪升程/mm8.28.3氣門間隙/mm0.150.15基圓直徑/mm2121挺柱直徑/mm4242緩沖段高度/mm0.26/0.280.41/0.41半包角/°CA69/7064/65換氣相位角/°CA提前22°開啟,滯后80°關閉排氣相位角/°CA提前54°開啟,滯后30°關閉氣門重疊角/°CA34

表3 氣動發動機配氣機構主要性能參數

技術參數合理值進氣排氣豐滿度≈0.550.540.55凸輪最大接觸應力/MPa<800550638最小曲率半徑/mm>39.26.5最小彈簧裕度>1.23.23.6K系數>1.22.783.2凸輪與挺柱最小潤滑系數>0.150.250.24凸輪最大躍度<1 000474830

圖9～12分別為氣動發動機最高轉速2 500 r/min時的氣閥升程、落座力、凸輪與挺柱接觸應力、氣閥彈簧各質點升程曲線。由圖9可知：換、排氣閥開啟和關閉正常，無飛脫和二次反跳現象。由圖10可知：換、排氣閥落座力較小，氣閥落座較平穩，對氣閥座沖擊、振動較小。由圖11可知：換、排氣凸輪與挺柱未發生飛脫現象，且接觸應力較小，凸輪不會出現異常磨損現象。由圖12可知：氣閥彈簧動力學特性良好，工作時無并圈和大沖擊情況發生。

圖9 氣閥升程曲線

圖10 氣閥落座力曲線

圖11 凸輪與挺柱接觸應力曲線

圖12 氣閥彈簧各質點升程曲線

2.3 高壓氣閥設計優化

為了改善高壓氣閥內部受力特性，提升高壓氣閥的進氣能力，并確保密封可靠，對高壓氣閥進行了進一步優化設計，表4為高壓氣閥主要技術參數。

表4 高壓氣閥的主要技術參數

技術參數設計值高壓氣閥形式旋轉閥開啟持續角度/(°)0-40進出口有效面積/mm2314進氣壓力/MPa 7氣閥驅動方式旋轉+擺動高壓閥-曲軸轉速比1∶4高壓閥最高轉速/(r·min-1)625

1) 高壓氣閥受力分析

圖13為楔形面受力原理，內、外閥通過錐面接觸并承受軸向壓力Fa，內閥力平衡方程為：

Fa=Fsinθ+Ffcosθ=F(sinθ+μcosθ)

(1)

(2)

M=μFfRm

(3)

式中：F為外閥作用于內閥的正壓力；Ff為結合面摩擦力；θ為閥體錐度角；μ為靜摩擦因數；a為結合面最小直徑；b為結合面最大直徑；P為結合面壓力；Lm為結合面中徑。

楔形結構對軸向受力有放大作用，且旋轉閥電機驅動力需求由旋轉閥與負荷閥、負荷閥與閥體間軸向受力直接決定，因此高壓氣閥內部受力不宜過大，即為保證操縱方便且不發生過度磨損，旋轉閥彈簧預緊力和剛度不宜過大。

由圖14高壓氣閥改進前后結構可以看出：原結構三層閥采用一體化錐形結構，當內閥磨損下移至進出口處錐形面與高壓氣直接接觸時，會引起閥體內部軸向力較大，高壓氣閥內部受力不理想。高壓氣閥改進結構的顯著優勢為：① 在相同的有限空間限制下，既保證了順利進氣，又極大可能地增加了各零件強度，保證了高壓氣閥的結構可靠性；② 各密封面采用多段同錐度錐形，氣體進出口非密封面處采用同心圓柱結構，可有效避免高壓氣直接與錐形面接觸，避免了額外附加軸向力，改善了閥體內部受力；③ 改進后的結構顯著增大了各密封錐面的錐度，避免了內閥略微磨損后顯著下移的弊端；④ 改進后高壓氣閥進口處閥體采用環形通道，高壓氣通過環形通道上旋轉閥與負荷閥圓孔進入閥體內部，實現了高壓氣體與閥體內部保持長通，保證了高壓氣供氣充足。高壓氣的進入通過出口進行控制。

圖13 楔形面受力原理

圖14 高壓氣閥改進前后結構

2) 高壓氣閥密封分析

高壓氣閥內部密封面處采用多段同錐度錐面進行局部高效密封，其獨特的結構使閥體間無由高壓氣體引起的內部額外軸向作用力，每工作循環中高壓氣閥內部軸向力不會出現較大波動。為保證有效密封及實現自動調節，在高壓氣閥另一軸端，采用一具有自調節功能的旋轉閥彈簧(預緊力100 N，剛度10 N/mm)，利用彈簧彈性實現高壓氣閥的自調節，使旋轉閥與負荷閥、負荷閥與閥體間產生合適的穩定比壓，從而有效保證了密封。

3) 高壓氣閥氣量計算

為了避免高壓氣進入氣缸出現氣流阻塞現象，確保高壓氣具有良好的充氣特性，需對高壓氣閥進氣平均馬赫數進行驗算。平均馬赫數為

Maim=Vvm/a

(4)

Vvm=qin/A

(5)

qin=Q/t

(6)

式中：Vvm為高壓氣體平均流速；a為當地音速，取為337 m/s；qin為高壓氣進氣流量;A為高壓氣氣道面積;Q為每循環進氣體積;t為進氣時間。

改進后高壓氣與高壓氣閥內部保持長通，有利于向氣缸充足供氣。考慮到大負荷工況時高壓氣需持續供給，后期進氣由高壓氣閥外部提供，故需對高壓氣閥的最大進氣能力進行驗算。運用通用流體軟件Star ccm+對改進前后高壓氣閥的最大進氣能力進行計算，邊界條件為進出口給定相同壓力。由圖15改進前后流速云圖可知，改進后最大流速為146 m/s，比改進前稍大，但馬赫數小于0.5，滿足使用要求。改進后高壓氣由多孔進入，流場較改進前稍紊亂，但在相同的空間限制下，改進前最大進氣流量為80 g/s，改進后為102 g/s，增大了27.5%，改進后結構最大進氣能力更高，滿足設計要求。

圖15 高壓氣閥改進前后流速云圖對比

綜上所述，高壓氣閥最終的結構優化方案為：采用大直徑單孔進口，閥體環形通道保持高壓氣與高壓氣閥內部常通；旋轉閥采用內部空心圓柱、外部多段同錐度錐形結構，有利于旋轉及氣體流動；負荷閥采用內外等厚多段同錐度錐形薄壁結構，有利于擺動以實現負荷的調節，同時負荷閥采用具有自潤滑功能的聚四氟乙烯材料，確保閥體內部的密封[10]；閥體采用內部多段同錐度錐形外部圓柱結構，便于內閥旋轉及高壓氣閥總成壓裝于缸蓋中。

3 多目標優化設計分析

3.1 優化變量及優化目標分析

影響氣動發動機綜合性能的因素是多方面的。氣動發動機采用三閥系結構，換氣閥、排氣閥、高壓氣閥配氣相位的合理匹配對其功率、氣耗率及轉換效率有著至關重要的影響。同時，高壓氣由高壓氣管充入并排出氣缸，氣管長度與管內沿程損失、動態效應等息息相關，進而影響發動機功率、氣耗率及轉換效率，因而有必要系統地研究配氣相位及進、排氣管長度對氣動發動機綜合性能的影響[11-12]。

為了保證氣動發動機具有較高的動力性及較好的耗氣經濟性，采用多變量多目標優化方法對三氣閥的配氣相位及進、排氣管長度進行匹配尋優，從而研究氣動發動機配氣主要參數對其綜合性能的影響規律。故本次優化變量設置為換氣閥、排氣閥、高壓氣閥開啟提前角，高壓氣閥與穩壓腔之間的進氣管長度以及排氣管長度。表5為優化變量取值范圍。優化目標設置為使氣動發動機的功率盡可能大、氣耗率盡可能小的關鍵參數組合，如表6所示。

表5 優化變量取值范圍

設計變量參數最小值最大值換氣閥換氣提前角/(°)030排氣閥排氣提前角/(°)4080高壓氣閥進氣提前角/(°)-1020進氣管長度/mm50100排氣管長度/mm100500

表6 優化目標

目標動力性經濟性目標函數功率氣耗率響應變量最大最小

3.2 優化方法

通常進行試驗設計時，選擇全因子試驗和設計變量建立優化空間對結果的影響是比較準確和全面的，但計算量非常大，本次需完成37 500次計算。為了提高運行效率，本次變量樣本選用拉丁超立方方法(Latin hypercube)進行取樣，這是一種效果好、平衡性好的試驗取樣方法，能夠保證取樣的均勻性[13]。在對表5所示的5個優化變量進行多目標優化時，為了提高運行效率，在數值模擬和優化算法之間建立了近似模型進行模擬[14]。優化流程為：完成DOE試驗設計后求得響應輸出，然后對響應輸出進行響應面擬合，進而對影響因子與響應之間的敏感度進行分析，并選用非支配排序遺傳算法(NSGA-Ⅱ)在響應曲面上進行尋優，從而確定出氣動發動機合理的關鍵參數組合。

3.3 優化結果分析

通過對優化結果分析來探索優化變量對優化目標的影響規律。圖16為各參數的主效應影響對比，由各參數相應目標最值的差異可以判斷各參數對目標的影響是否顯著。從圖16(a)可以看出：高壓氣閥提前角對功率影響最為顯著，換、排氣提前角影響次之，進、排氣管長度的影響相對較小。從圖16(b)可以看出：高壓氣閥提前角對整機氣耗率影響非常顯著，其他因素影響較小。

由圖17(a)可以看出：高壓氣閥與換氣閥提前角的交互作用對功率有顯著影響，排氣提前角與換氣閥、高壓氣閥提前角的交互作用影響次之，其余因素交互作用對功率影響相對較小。由圖17(b)可以看出：高壓氣閥與換、排氣提前角的交互作用對氣耗率影響較大，其他因素的交互作用影響相對較小。

圖16 主效應影響對比

圖17 交互影響對比

綜上可知：影響氣動發動機功率和氣耗的最主要因素是高壓氣閥、換氣閥及排氣閥的開啟提前角。由優化結果可知：在最大動力性及最小氣耗原則下，可綜合考慮確定出合理的配氣相位方案。圖18為換氣閥、排氣閥、高壓氣閥優化后的配氣相位。高壓氣閥在壓縮上止點后逐漸開啟，高壓氣持續充入氣缸推動活塞下行實現做功。排氣閥在下止點前提前開啟并在排氣上止點后延遲關閉，盡可能排出低壓冷氣。換氣閥在排氣上止點前提前開啟并于壓縮行程完成后延遲關閉，充分實現缸內掃氣，使氣缸維持在合適的溫度和壓力，從而使氣動發動機正常工作。

4 整機性能預測及高壓氣閥試驗驗證

4.1 整機性能預測

基于原柴油機已標定好的發動機性能模型，將氣動發動機相應結構、三閥系配氣相位及工況等相關參數進行替換和完善，進而通過GT-power軟件對氣動發動機的性能進行預測。從圖19可以看出：氣動發動機功率隨著發動機轉速的升高先逐漸增加再逐漸降低，在2 200 r/min時功率達到最大值126 kW，而扭矩隨著發動機轉速的升高線性下降。

圖18 換氣閥、排氣閥、高壓氣閥配氣相位

圖19 氣動發動機功率及扭矩

從圖20有效氣耗率曲線可以看出:氣動發動機每循環有效氣耗率隨發動機轉速的升高逐漸降低，主要是隨著發動機轉速的升高，發動機每個工作循環時間減短，在相同進氣壓力下壓縮空氣進入氣缸的時間減少，導致氣耗率降低。

圖20 有效氣耗率

氣動發動機氣耗量轉換效率是指氣動發動機每個循環所做的功與每個循環供給的壓縮空氣能量的比值，其表達式為:

(7)

式中：Ne為該工況下有效功率；T為該工況下每循環時間；Q為每循環供給壓縮空氣的能量。

從圖21可以看出：氣動發動機氣耗量轉換效率隨發動機轉速的升高線性下降，主要是由于隨著轉速的升高，每個循環高壓氣進氣時間減短，引起每個循環輸出的有效功逐漸減小。氣動發動機在低速區域時，最高轉換效率達到55%以上，滿足了設計要求。

圖21 轉換效率

4.2 高壓氣閥臺架試驗驗證

將高壓氣閥樣件進行水密封試驗及進氣量驗證試驗。高壓氣閥水密封試驗是將高壓氣閥固定于水中，接通高壓氣管路，通入7 MPa高壓壓縮空氣工作以觀察其氣密性。試驗過程中各閥間未產生明顯氣泡，表明高壓氣閥無明顯大量漏氣現象，滿足密封要求。高壓氣閥進氣量試驗是將高壓氣流通路徑按高壓氣罐、減壓閥、穩壓腔、高壓氣閥、流量計順序連接，以模擬高壓氣閥開度不變情況下隨轉速變化的實際工作狀態充氣量。測試100個工作循環的充氣量，取其平均流量為高壓氣閥每個循環的進氣量。圖22為高壓氣閥進氣量曲線，可見全轉速范圍內高壓氣閥實際進氣能力比仿真需求進氣量略大4.8%。2 200 r/min全負荷時平均每個工作循環進氣時間內進氣量為1.10 L，比仿真高5%，滿足進氣量要求。同時，高壓氣閥密封性好，操縱靈活，滿足使用要求。

圖22 高壓氣閥進氣量對比

5 結論

1) 利用傳統柴油機進行設計改造，將其快速成功地改型為氣動發動機，所設計的高壓氣閥、換氣閥、排氣閥的三氣閥配氣型式適用于大排量氣動發動機且可靠性高。

2) 高壓氣閥采用同心三層旋轉與擺動相結合的旋轉閥、負荷閥、閥體結構，既可以利用多段同錐度錐面實現局部高效密封，又可以通過旋轉閥彈簧實現自動調節。

3) 采用AVL Excite Timing Drive設計凸輪型線，并通過多目標優化方法確定高壓氣閥、換氣閥、排氣閥合適的配氣相位。

4) 本方法經試驗測試證明是正確有效的，顯著提高了優化效率，減少了開發時間。采用三氣閥配氣機構所設計的氣動發動機，最高功率為126 kW，最高轉換效率達到55%，動力性和經濟性完全達到設計要求，且高壓氣閥密封性好，操縱靈活。