基于長度可變連桿的運行特性研究

K.WITTEK F.GEIGER

長度可變的連桿能相對簡易地集成到現有的發動機中，并使其具有可變的壓縮比。發動機運行安全性和成本是零部件開發中最重要的課題。德國海爾布隆大學在發動機試驗臺和試驗車輛上驗證了長度可變連桿的運行特性，同時介紹了其在實際發動機上運行的試驗結果。

可變壓縮比;長度可變連桿;試驗

0?前言

可變壓縮比在汽油機上的應用包括在一定的全負荷平均壓力曲線下運作時，發動機需要在盡可能寬廣的工況范圍內提高效率。能否使發動機進一步提高效率取決于諸多因素，為此研究人員應對各種使用環境分別予以評估，其中必須考慮到混合動力系統、全新的行駛循環及代用燃料等方面。基于上述情況可知，使用可變壓縮比技術的前提條件為逐步提升零部件的可用性。研究人員能基于現有發動機結構的可集成性和制造成本來決定未來是否使用可變壓縮比系統，以及使用何種系統。

1?偏心活塞銷座方案及其歷史

連桿長度的可變性能直接借助于直線導向裝置或偏心輪來實現。采用偏心輪可明顯降低連桿所承受的作用力。通過偏心活塞銷座和2個液壓缸來支承偏心力矩，已被證實具有較高可行性。早在2005年，基于倒拖發動機的試驗結果已首次驗證了該項功能[1]。在后續的數年中，研究人員又在實際運行的發動機上進行了試驗[2-4]。近年來，針對連桿的工業化研究得以開展，預計該類產品將于2023年開始量產[5]。

2?液壓支承效果的試驗研究

偏心輪所采用的液壓支承是發動機實現無故障安全運行的前提條件。在2個終端位置時，2個支承活塞中的1個布置于氣缸底部，另1個布置在1個封閉的機油容器上。由于與零件的彈性變形、可壓縮性及泄漏等因素密切相關，周期性作用在活塞銷上的負荷使支承機構出現了運動現象，研究人員應盡可能消除此類現象。對于上述目標的構件設計過程而言，研究人員需要對偏轉現象和由此產生的支承壓力進行深入研究，而這2類情況的出現又取決于運行工況點。

為了對支承功能進行研究，研究人員將配備了壓力和行程傳感器的長度可變連桿安裝在1臺3缸1.0 L發動機上，并在實際運行的發動機上進行試驗。研究人員對搖臂傳輸信號進行了測量，同時在第3缸連桿軸頸旁安裝了1個壓力傳感器，其信號可通過1個滑環傳送器進行傳輸。圖1示出了實際投入應用的微型傳感器及其集成在氣缸體曲軸箱中的情況，以及傳感器和在連桿試驗臺上為長度可變連桿配備測量搖臂的情況。

圖2示出了所選擇的2種穩定運行工況點的信號曲線。發動機在第1個運行工況點時，會采用高壓縮比εHigh，所得到的負荷基本相當于自然吸氣全負荷，而偏心輪力矩M則由測得的缸內氣體壓力和基于運動學的活塞慣性力計算得到。正力矩會產生作用于GKS側油缸支承室的負荷，負力矩會產生作用于MKS側油缸支承室的負荷，其中在εHigh終端位置上的MKS支承活塞位于油缸底部，由此產生的壓力較低。構件的負荷狀況、間隙、可壓縮性和泄漏會引起偏心輪角度調節的柔性變化，這很大程度上與GKS支承油缸中的壓力曲線相關，在上止點（TDC）后不久會使偏心輪的最大扭轉角達到0.8°。當發動機在該工況點運行時，低壓側僅呈現出較小的壓力波動。

如圖2所示，發動機在第2個運行工況點時，會采用低壓縮比εLow。此時GKS支承活塞首先處于油缸底部，呈負值的偏心輪力矩在MKS支承油缸中會產生相應的壓力pMKS，先前吸入的機油也會在GKS支承油缸中產生一定壓力，在上止點后不久即達到偏心輪的最大扭轉角，該數值約為1.6°。連桿軸瓦上油槽中的壓力pNut曲線呈現出了明顯的動力學變化。

3?試驗車輛

在加速過程中，研究人員必須調低發動機的壓縮比，以防止產生爆燃現象。為了測試真實行駛狀態下的轉換特性，研究人員專門為1臺6缸3.0 L發動機配備了長度可變連桿，并將其安裝到試驗車輛上。圖3示出了一些結構細節及其在發動機上的集成效果。偏心距為3.0 mm，能將其長度同樣也調整為3.0 mm，由此能使整機具有2種壓縮比，其中εHigh為13.0，εLow為9.7。

支承活塞使用了由Freudenberg公司開發的聚四氟乙烯密封環來進行密封。止回閥由1個淬硬的閥板和1個直徑為3.0 mm的陶瓷球組成。執行機構可借助于Sonceboz公司的12 V扭轉電機以操縱可活動的機械偏心輪。每個氣缸旁安裝了1個霍爾傳感器以采集實時壓縮比，壓縮比傳感器的信號處理和執行電機的控制過程與發動機電控單元無關，而是單獨由National Instrument公司的CompactRio型控制器進行控制。研究人員為此設置了1個屏幕，可顯示出各個氣缸的壓縮比瞬時值和其他測量值，而無需與發動機控制器進行專門匹配。

4?在汽車上的試驗

研究人員將設定的靜態轉換特性曲線存儲在控制器中，并將其用于壓縮比的轉換。在所示的轉換策略下，當平均有效壓力瞬時值有所提升時，壓縮比即會切換到εLow，而負荷參數則是由發動機電控單元提供的接合力矩計算得出。

長途行駛中的負荷和轉速曲線示于圖4，下方的3張曲線圖示出了其向εLow轉換的細節，其中各個數據點分別代表每次轉換終了時參數的實時值，瞬態負荷全部由控制器每10 ms更新1次。一旦這些數值分別低于相應的閾值，控制器就會對壓縮比進行調整，在所示的細節中，其時間點處于2個數據點之間，并被定義為開始時間點（t = 0 s）。在下一個時間點，執行器已對部分調節行程進行了設定，在下一次轉動終了時執行器就會抵達終端擋板。根據長度可變連桿何時經過偏心輪元件表面，以及當時氣缸處于哪個工作循環等因素，壓縮比會逐步向εLow進行調整。所有6個長度可變連桿均可實現同步連續調節。在這個典型的示范性細節中，第5氣缸的長度可變連桿將在曲軸第18轉時達到其終端位置，因此調節過程會在0.48 s后結束。

在催化轉化器加熱期間，應優先使用低壓縮比，以便能實現盡可能高的廢氣溫度。發動機停機時會處于εHigh狀態，在后續的試驗中，研究人員將對正處于εHigh狀態的發動機如何能在起動過程中迅速地轉換到εLow狀態開展進一步研究。在操縱起動機前，偏心輪元件就已處于εLow位置。圖5示出了在發動機起動階段及后續過程中的信號曲線。在時間點t=0 s時，曲軸會轉動第1圈，在轉過第1圈后，各個連桿的調節程度存在顯著差異。換言之，各個連桿的轉換閥會根據曲軸布置順序的錯開角度和錯開時間來進行操縱。在操縱之后不管后續行程為壓縮行程或排氣行程，在t=2.0 s時，所有氣缸都已達到了εLow狀態。

5?總結和展望

本文介紹了長度可變的連桿系統在實際發動機上運行時的試驗結果。重要狀態參數曲線可通過較高的分辨率與曲軸轉角得以同步記錄，使研究人員可以清楚地看到工作循環內的機械和液壓過程。同時，研究人員在所試驗的運行工況點上觀察到的最大壓力約為10 MPa，在轉速為4 000 r/min并采用εLow時，觀察到偏心輪最大的偏轉角度為1.6°。在德國海爾布隆大學的其他研究項目中，研究人員還成功地在高于6 000r/min的發動機轉速條件下進行了試驗。

研究人員將另1臺同樣也配備長度可變連桿的發動機安裝在汽車上，并進行了瞬態工況試驗，在向εLow轉換的調節過程中，各個氣缸之間的偏差較小。在典型的負荷突變情況下，該過程持續了約0.5 s。在εHigh狀態時，停止運行的發動機能在起動后約2.0 s后切換到εLow狀態。未來，研究人員將針對用于液壓支承型長度可變連桿的執行機構方案而開展相關研究。

[1]WITTEK K.Variables verdichtungsverhltnis beim verbrennungsmotor durch ausnutzung der im triebwerk wirksamen krfte[D].Technische Hochschule，Aachen，2006.

[2]PISCHINGER S，WITTEK K，TIEMANN C.Zweistufiges variables verdichtungsverhltnis durch exzentrische kolbenbolzenlagerung[J].MTZ，2009，70（2）：128-136.

[3]WITTEK K，GEIGER F，ANDERT J，et al.An overview of VCR technology and its effects on a turbocharged DI engine fueled with ethanol and gasoline[C].SAE Paper 2017-36-0357.

[4]WITTEK K，GEIGER F，ANDERT J，et al.Experimental investigation of a variable compression ratio system applied to a gasoline passenger car engine[J].Energy Conversion and Management，2019，183：753-763.

[5]P?PPERL M，SCHULZE D，HENAUX D，u.a.Zweistufig variable verdichtung-integration und industrialisierung[J].MTZ，2020，81（2）：50-53.