兩段式可變配氣技術研究

王文泰，韓耀輝，賈曉亮，張俊瑋，劉凡碩，黃樹和

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

內燃機自第二次工業革命誕生，時至今日依然在人類社會中發揮著至關重要的作用。近些年來，可變配氣技術作為提高發動機效率的有效手段發展迅速。該技術可大致分為基于凸輪的可變配氣技術和無凸輪的可變配氣技術。無凸輪式系統結構復雜且控制困難，短時間內難以普及。目前，方案較為成熟且市場應用廣泛的均為基于凸輪的可變配氣技術。基于凸輪的可變配氣技術最早是通過調節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、豐田的VVT-i系統等。此外，還存在另一種可變配氣技術，即階段式氣門可變技術，設計不同型線的凸輪，當發動機需求改變時，通過改變驅動氣門運動的凸輪控制其切換實現氣門調節，其中以奧迪公司的AVS系統和本田公司的i-VETC系統為代表。

過去，對于高強化柴油機來說，由于循環進氣量充足，一般不需要采用可變配氣技術。但隨著高強化柴油機工作過程的不斷強化，逐漸帶來缸內燃燒壓力難以控制的問題，特別是在標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等低壓縮技術來抑制最高燃燒壓力。米勒循環可以通過可變配氣技術調整進氣門關閉時刻，增加進氣晚關角，降低有效壓縮比，最終實現降低燃燒壓力的目的。傳統可變配氣技術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，開發研究了一種階段式電液可變氣門系統。通過設計可變配氣調節機構，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。建立了機構的數學模型，通過仿真分析得到了機構切換響應性的影響規律，并搭建試驗臺驗證了這種機構的響應特性，為該技術的實用化奠定了基礎。

1 系統工作原理與機構設計

1.1 工作原理

傳統可變氣門技術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整進氣晚關角。如圖1所示，其只能在AC和BD兩種工況下切換，即增大晚關角的同時會減小早開角，這會導致進氣量減少，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，可以實現氣門開點為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定工況下晚關角大、燃燒壓力小的要求。

圖1 可變配氣技術相位

氣門的兩級可調機構是一種典型的電液切換系統，通過電磁閥控制油路壓力，進而實現對兩段式挺柱的控制。系統機油回路見圖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的溢流閥得到穩定油壓。電磁閥有兩種工作狀態，通電時對應兩段式挺柱的泄壓過程，斷電時則對應穩定油壓驅動挺柱鎖止過程。所用電磁閥結構示意見圖2b。

圖2 兩級氣門電液切換系統

挺柱總成與凸輪塊總成共同實現氣門的兩級可調。挺柱總成由內外挺柱、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。內挺柱置于外挺柱內部，內外挺柱分別對應高低升程兩種凸輪。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挺柱之間發生相對運動，外挺柱內底與大彈簧連接，大彈簧由內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，從而內外挺柱形成一個整體共同運動，內挺柱失去與低凸輪的接觸，高凸輪起主要控制作用，實現氣門的切換。凸輪總成、挺柱總成具體結構及氣門高低升程對應的挺柱狀態見圖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—內挺柱固定套；8—鎖止銷彈簧；9—內挺柱鎖止銷；10—內挺柱；11—大彈簧。圖3 挺柱總成與凸輪總成結構

綜上所述，兩段式可變氣門系統的基本原理是通過調節電磁閥開閉實現升程的調節。氣門的兩級可調需要對凸輪塊與挺柱的合理設計實現快速切換。

1.2 氣門調節機構設計

兩級式氣門調節通過切換凸輪型線實現，凸輪塊與挺柱是其關鍵部件，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，挺柱內鎖止銷與柱塞彈簧保證了切換的響應性。

1.2.1 凸輪型線設計

凸輪型線的設計依據已有的理論開展，分為緩沖段和工作段設計。緩沖段設計確定補償升程為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，其具有高階導數在終點處均為0的特點，適合與工作段平穩相接。

(1)

式中：為等加速末端角度；為緩沖段包角；，，均為常數。

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；，，，為冪指數；為凸輪轉角，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為限制條件，綜合考慮配氣機構的磨損和進氣能力，最終優化設計的兩種凸輪型線如圖4所示。

圖4 凸輪升程曲線

1.2.2 鎖止銷彈簧設計

由上述機構原理介紹可知，油壓推動鎖止銷將內外挺柱結合作為一個整體運動是實現凸輪切換的關鍵，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，鎖止銷彈簧的參數決定了凸輪型線切換的可行性與響應性。鎖止銷在油壓作用下與回位狀態下，根據受力平衡可得：

(3)

式中：為油壓；為鎖止銷橫截面積；為彈簧預緊力；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為剛度=1 000 N/m，彈簧預緊量為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量和位移量，上述動作都具有足夠的響應時間。

1.2.3 挺柱供油套設計

挺柱從低升程工作狀態切換到高升程工作狀態需要鎖止銷進油端液壓油克服彈簧力將內外挺柱進行鎖止，而挺柱在凸輪驅動下不斷高速往復運動，因此需要設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，即該范圍內應保持供油套供油口與挺柱進油口之間的接觸。設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

氣門的調節通過控制電磁閥的開閉來實現，在仿真中可以通過設置穩壓油源的油壓獲得時刻來控制。為了分析系統的調節特性，對兩段式可變升程系統進行了詳細的建模研究。通過Simulink和AMEsim的聯合仿真策略實現了控制模型與物理模型連接，進行了系統仿真分析。

圖5示出凸輪軸轉速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，電磁閥狀態改變后，液壓油進入挺柱油路，鎖止銷迅速運動實現內外挺柱的鎖止，在下一循環氣門運動變為高升程狀態，即實現了氣門的切換。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 氣門切換仿真結果

氣門切換響應性的關鍵在于電磁閥開啟到鎖止銷到達一定位移所用的時間，在凸輪軸轉速與電機轉速相同、電磁閥開啟時刻相同的條件下，分別探究不同系統參數對切換過程響應性的影響。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。在凸輪軸轉速為1 000 r/min時，=0 s時刻關閉電磁閥，分別探究不同油壓時鎖止銷運動情況，結果見圖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=0.05 MPa時，油壓不足以克服彈簧力使鎖止銷達到最大位移，無法完成內外挺柱的鎖止；當=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，油壓過低會導致鎖止銷運動變慢，導致切換的響應性降低，甚至無法完成切換動作，但油壓到達一定的數值后，氣門切換能夠在較短的時間內完成，繼續增大油壓并不能明顯提高其響應性。考慮到實際發動機油壓的建立過程，應選擇適當的油壓作為鎖止銷運動的驅動。

同時，氣門的切換是為了實現不同發動機工況下的性能最優，因此需要研究發動機轉速對切換過程響應性的影響。對于該系統，不同的發動機轉速下，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，通過對可變面積節流口和發動機轉速參數的設置，仿真分析不同轉速下氣門切換響應性規律。圖7示出油壓0.12 MPa，不同轉速下，=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。可以看出，發動機轉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，由于可變節流口面積的變化，進入鎖止銷一側腔內的油液流量不同，進而導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 不同轉速下鎖止銷運動曲線

圖8 不同轉速下流量曲線

圖9 不同轉速下油壓變化曲線

3 兩段式可變氣門調節試驗研究

由于實際工作過程中存在發動機轉速波動、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的原理分析可知電磁閥為控制切換的關鍵執行機構，當單片機接收到目標氣門升程信號時，發出電壓信號控制電磁閥通斷。為了研究氣門切換影響規律，在不同凸輪軸轉速、油壓的條件下使單片機發送氣門切換信號，得到相應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動機曲軸轉動。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 油壓影響規律

根據仿真分析結果可知，油壓對氣門的切換有較大的影響。圖11示出發動機轉速為1 000 r/min，=0.1 s時關閉電磁閥(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，氣門切換響應性與圖6中仿真所得到的規律基本相同，也和理想的變化規律基本一致，即隨著油壓的增加，氣門切換響應性逐漸加快，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，氣門切換響應的提升空間越來越小，這也與仿真結果相符。不同油壓下氣門切換時間變化規律見圖12。當=0.08 MPa時即可完成氣門的切換，但用時較長，為2.1 s；當=0.12 MPa時完成氣門切換用時1.2 s；當=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構造成的。考慮到切換的可靠性，應采用=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閉的瞬間，鎖止銷供油側壓力并不是立刻到達0.16 MPa，即挺柱內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，挺柱在高速往復運動過程中，液壓油存在泄漏現象，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果，但是其影響規律相同。

圖12 不同油壓下氣門升程切換時間

圖13 不同發動機轉速下氣門升程切換曲線

3.2 轉速影響規律

氣門的切換是為了實現不同發動機工況下的性能最優，上文已經在仿真中研究了發動機轉速對該系統氣門切換響應性的影響規律，本節進行試驗驗證分析。圖13示出油壓0.14 MPa，不同轉速下，=0.1 s時關閉電磁閥的氣門升程曲線。可以看出，試驗結果與圖7中仿真結果相同，即發動機轉速對氣門切換的響應性幾乎沒有影響，從電磁閥關閉到氣門升程實現切換的用時均約為1 s。

4 結論

a) 針對高強化柴油機標定點燃燒壓力抑制和起動控制的需求，設計了兩段式可變配氣相位，驗證了系統可以實現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的狀態下可以實現兩段式相位的穩定切換；

c) 進行的參數影響試驗表明，隨機油壓力增高，切換響應速度加快，在穩定切換油壓下，轉速變化對切換特性沒有影響。