发动机配气相位课件（通用5篇）
发动机配气相位课件 篇1
随着前期粗放型高能耗的经济发展模式对空气质量影响的日益显现，国家在下决心治理环境污染的同时，对汽车生产厂家降低平均油耗和污染物排放的要求也不断提高。这就迫使汽车生产厂家在发动机产品研发方面应用更多可降低油耗和尾气排放的新型技术，包括更加精确的发动机控制技术。直喷发动机作为新型内燃机的代表，正是为了适应低油耗、高性能的要求而研发并应用的。其中，进排气凸轮轴的配气相位控制可使进排气凸轮轴在不同工况下更精确地工作在最节能、省油或最高动力输出的位置，满足发动机不同工况的要求。
1可变配气相位的原理和硬件配置
可变配气相位(VTEC，又称可变气门正时)要求配气相位可随着发动机转速的变化提前或推迟进排气门的开启和关闭时刻，以调整实际进入发动机内的新鲜空气的量，利用进气的惯性及谐振效应提高充气效率，从而达到提高燃烧效率、降低油耗和排放的目的。
可变配气相位机构一般由发动机电控单元ECU、凸轮轴传感器、凸轮轴正时控制电磁阀和执行器组成。
2可变配气相位对发动机性能的影响
2.1可变配气相位控制策略
可变配气相位控制的目的实际上是通过控制进排气门的开关时刻和气门叠开角的开度，控制缸内的残余废气量，实现内部EGR(废气再循环)。气门叠开角θ 的计算公式如下:
θ=(α-β)/2(1)
式中:α 为对应0.05 mm 升程的排气侧凸轮轴转角;β 为对应0.05mm 升程的进气侧凸轮轴转角。如某合资主机厂的直喷发动机使用图2所示的双退后型相位控制，在初始位置排气侧关闭到0.05mm气门升程对应的凸轮轴转角为365°，进气侧开启到0.05mm气门升程对应的凸轮轴转角为334°。因此，在停止位置的气门叠开角θ=(365-334)/2=15.5°。
在低速和怠速工况下，系统会减小配气相位的气门叠开角，从而减少发动机的内部EGR 率，改善低速时的扭矩表现，使发动机的燃烧更稳定。在中等负荷工况下，系统会增加配气相位的气门叠开角，使发动机运行在经济性最佳的区域。在高速工况下，系统会减小配气相位的气门叠开角，以提高发动机的最大输出功率。
2.2可变配气相位对燃烧稳定性的影响
发动机气缸内的燃烧稳定状态通常使用平均指
示压力变化系数COV 来评价。
在低速工况，进气气流流动速度较低，流动惯性小，此时如果进气门过早开启，而活塞还处于上行排气，缸内气压与缸外气压差别不大，容易发生新鲜空气被挤出气缸的现象，使进气量减少，会导致发动机工作不稳定。而推迟进气门开启时刻，可提高进气速度，加强进气涡流，使混合气体获得更好的均质性，可提高燃烧速率且燃烧更充分，从而获得较高的燃烧效率。因此，发动机转速较低时，应减小气门的叠开角，以提高发动机的燃烧稳定性，否则会有熄火的风险。
2.3可变配气相位对排放的影响
发动机在中等负荷以上工况，随着气门重叠角的增大，由进气可变气门正时技术(VVT)和排气VVT 变化引起的THC排放基本呈现增大的趋势。当气门重叠角为-20°时，THC 排放基本上在1.4×10-8左右;而在20°时，基本在2.2 ×10-8 左右。有研究表明，发动机在中低速小负荷工况，THC排放随着气门重叠角的增大而呈现减小的趋势。进气时由于歧管压力为负压，缸内残余气体在活塞的上行中被压入进气歧管，残余废气参与下一循环的燃烧，从而降低THC排放。
NOx(IVC，IntakeVVTChange，进气VVT调整)与NOx(EVC，Exhaust VVT Change，排气VVT调整)随着气门重叠角的增大而呈现下降的趋势，其中NOx(IVC)下降缓慢，NOx(EVC)下降较快。这是因为一方面由于气门重叠角的增大，扫气效应增加，降低了缸内温度，不利于NOx 的产生;另一方面随着排气门关闭的滞后，通过惰性气体稀释新鲜空气以增大稀释效应，从而降低NOx 的产生量。
3发动机售后熄火问题分析
3.1熄火问题描述
可变配气相位虽然可以带来降低油耗和尾气排放的好处，但在实际应用中需注意在极端工况下的控制策略，避免因进排气叠开角过大和气门开启速率过快导致发动机燃烧性能不稳定而发生发动机熄火隐患。如装配某合资品牌主机厂的直喷汽油发动机的车型上发生的发动机熄火售后案例:车辆冬天在北方寒冷的环境下冷起动后，很快以3%~5%的极小油门使车辆起步，但在持续30s左右后，出现发动机熄火故障。
3.2原因调查及分析
经过综合分析各项可能导致发动机熄火的因素，将故障的根本原因锁定为低温时发动机的燃烧稳定性差，原理如2.2所述。
造成发动机低温燃烧稳定性差的原因为:1)低温小负荷时，排气相位初始开启速度过快。在发动机水温低于20℃、机油温度低于0 ℃时，排气相位初始开启速度为0.35rad/s，导致燃烧不稳定，增大发动机熄火风险。2)低温小负荷时，排气相位开启角度过大。在发动机水温低于20℃、机油温度低于0℃时，排气相位开启角度大于25°，内部EGR率过大，导致燃烧不稳定，增大发动机熄火风险。3)发动机在冷机状态，排气相位开启时，点火角控制过小，导致燃烧不稳定，增大发动机熄火风险。
3.3配气相位控制改进措施
为了改善发动机的低温燃烧稳定性，消除发动机熄火隐患，针对上述产生原因，对发动机配气相位控制进行改进。降低机油温度-4 ℃以下区域进气和排气相位的初始开启速率;减小水温20℃以下区域排气相位开启角度;优化排气相位开启时的点火角标定控制。通过过冷仓测试和黑河冬季测试，证明改进后的控制方案可解决发动机熄火的问题，并且不会影响常温工况下发动机的排放和油耗性能。
4结论
该文通过对可变配气相位原理和实际应用案例的分析，得出以下结论:
(1)发动机怠速和低转速区域，配气相位的控制应以保证发动机燃烧稳定性为首要考量指标，防止熄火风险的发生。
(2)中等转速部分负荷区域是车用发动机最常使用的工况，也是排放控制的重点工况。其配气相位的控制目标是在保证满足排放指标的前提下获得最优的燃油经济性。
(3)高转速大负荷区域，配气相位的控制策略是保证发动机可以输出最大的功率和扭矩，确保发动机的外特性。
发动机配气相位课件 篇2
关键词：发动机,可变配气相位,分析
引言
能源与环境问题是目前汽车工业所面临的两个重要问题。研发能耗低、污染低的“节能-高效-环保”发动机是目前发动机新技术的发展方向。在目前发动机所采用的各种新技术中,可变配气相位技术(Variable Valve Timing,VVT)已成为提高发动机动力性和燃油经济性的新技术之一,显著改善了发动机的怠速稳定性和排放特性。
发动机可变配气相位技术可以在发动机整个工况范围内,提供合适的气门开启、关闭时刻或升程,从而改善发动机进、排气性能,较好地满足高转速和低转速、大负荷和小负荷时的动力性、经济性和废气排放的要求。可变配气相位技术已广泛应用在汽油机、柴油机上,特别是双凸轮轴的多气门发动机上。
1、发动机可变配气相位概念
为了改善发动机的进、排气状况,发动机的进、排气门都普遍存在着适当提前开启、延迟关闭的现象,使气门持续开启过程对应的曲轴转角大于180度,以延长发动机的进、排气时间,提高发动机的动力性能。所谓配气相位是指用曲轴转角表示的进、排气门开闭时刻和开启持续时间。
不同的发动机,由于结构形式和转速的不同,其配气相位也不同。同一台发动机,其配气相位也随发动机转速的变化而变化。合理的配气相位由制造厂家根据发动机的性能要求,通过反复实验来确定。但是,传统的发动机在制造出来后,只有一个固定的配气相位,在整个工况运行范围内,只能在一个很窄的工况范围内具有最佳的配气相位,其他工况只能相对兼顾,无法适应不同转速下发动机对进排气的需求。因此,理想的配气相位应该是:随着发动机转速的升高,发动机进、排气门的开启持续角及气门升程要同时增大。反之,转速降低,进、排气门的开启持续角及气门升程要同时减小,且各种变化过程均应是连续的变化过程。
为了满足发动机全工况变化时对配气相位的要求,可变配气相位技术改变了传统发动机中配气相位固定不变的状态,它能够在发动机转速和负荷变化时,自动调整相位角、气门持续角和气门升程,提供最佳的配气正时,解决高转速与低转速、大负荷与小负荷下动力性与经济性的矛盾,同时在一定程度上也改善了废气排放。
2、发动机可变配气相位技术分析
根据可变配气相位技术采用的结构和驱动方式的不同,目前发动机可变配气相位机构大致分为四种类型:变换凸轮型线的可变配气相位机构、改变凸轮轴相角的可变配气相位机构、改变凸轮与气门之间联结的可变配气相位机构和无凸轮轴可变配气相位机构。
2.1 变换凸轮型线的可变配气相位机构
为了实现发动机配气相位的可变,方案之一是凸轮的轮廓线必须随发动机工作状态的变化而变化,即与传统发动机相比,相当于多了1-2个凸轮来适应发动机工况的变化。目前采用这种技术的有本田公司、三菱公司、菲亚特公司等。
90年代初,日本Mitsubishi公司在DOHC发动机上采用了MIVEC机构,即采用高、低速凸轮来适应发动机工况的变化。由于高、低速凸轮的轮廓线不同,实现了配气相位角和气门升程的改变。本田公司开发的VTEC机构采用了三段式凸轮来实现发动机配气相位的变化,即在发动机转速变化时,分别启用滞止凸轮、中速凸轮、高速凸轮来控制配气机构,进而改变配气相位角和气门升程。意大利Fiat公司开发研制的三维凸轮机构可以控制凸轮的不同部分和挺柱相接触,实现气门升程和配气相位发生变化。
该类机构可以提供两种以上的凸轮型线,在不同转速和负荷时,采用不同的凸轮型线驱动气门,实现配气相位变化。但是该系统对于配气相位的改变仍然是阶段性的,即其改变配气相位只是在某一转速下的跳跃,而不是在一段转速范围内连续可变,必然存在一定的功率损失。
2.2 改变凸轮轴相角的可变配气相位机构
改变发动机配气相位的方案之二是利用凸轮轴调相原理,变化凸轮轴与曲轴的相对转角,实现配气相位变化。德国大众车系采用的连续可变配气正时、丰田车系采用的VVT-i技术都采用了改变凸轮轴相角的技术,原理大致相同,差异主要在于实现凸轮轴调相的方式不同。该机构通过在正时皮带轮(或链轮)与凸轮轴内轴之间设置一环形柱塞,凸轮轴内轴与环形柱塞之间以直键或花键传动,在液压或电子控制下改变正时皮带轮与凸轮轴内轴之间的相对相位,使配气相位改变。
该类机构由于凸轮型线是固定不变的,因此不能改变气门升程和气门持续角,但是该机构能随着发动机转速的变化,连续不断地调整凸轮轴与曲轴之间的相位,实现各转速下最佳配气相位,应用比较广泛。
2.3 改变凸轮与气门之间联结的可变配气相位机构
改变发动机配气相位的方案之三是通过改变凸轮与气门之间的联结机构,如挺柱、摇臂或推杆的结构,间接地实现改变凸轮型线的作用。采用这类技术原理的也有很多,如MEC可变配气相位机构、电控液压挺柱式可变配气相位机构等,都能够较好地实现可变配气相位的功能,但不足之处是机构的从动件比较多,结构复杂、加工难度,且工作时存在气门冲击噪声。
2.4 无凸轮轴可变配气相位机构
改变发动机配气相位的方案还可以通过取消凸轮轴来实现。无凸轮驱动可变配气相位机构可分为电磁驱动可变配气相位机构、电液驱动可变配气相位机构等几种形式。美国的Aura systems公司和德国的FEV公司等采用的电磁控制全可变气门机构是利用电磁铁产生的电磁力来驱动气门,目前该机构已经装车试用。美国Ford公司研制的ECV无凸轮电控液压气门控制机构,是利用一种压缩性较小流体的弹性特征对气门的开启和关闭起加速和减速的作用,可以对气门正时、气门升程和气门运动速度进行连续的可变控制。
无凸轮轴可变配气相位机构中取消了凸轮轴,直接对气门进行控制,能对气门正时的气门开闭角、气门升程都进行控制,获得发动机在各种工况下的最佳配气相位。另外,该机构还能关闭部分气缸的气门,实现发动机排量可变。
3、发动机可变配气相位技术发展趋势
基于发动机可变配气相位技术的优越性,欧美等发达国家早在80年代以前就开始了相关技术的研究工作,目前已在汽车发动机上广泛应用,取得了良好的效果。我国对发动机可变配气相位技术的研究尚处于起步阶段,国内高校、科研机构和生产企业一直也都在进行相关研究工作,但产业化步伐进展缓慢。清华大学和浙江大学分别对电磁气门驱动系统进行了研究,但还都处于实验室研究阶段,距实际应用还有很大距离。奇瑞公司与奥地利AVL公司合作开发的多款汽油机平台,应用了VVT技术,目前已经具备批量生产能力。
通过分析目前发动机采用的各种可变配气相位技术,可以发现无论配气机构采用何种驱动方式,只要保留了凸轮,气门的运动特性就会受到凸轮型线的限制,配气相位就不可能实现全可变。只有采用无凸轮控制气门技术,才能实现气门正时的多自由度可变,满足发动机理想工况的要求。无凸轮轴可变配气相位技术将成为未来发动机技术研究与应用的主流,它将在提高发动机输出功率和扭矩、降低燃油消耗和排放等方面发挥重要作用。
参考文献
[1]苏岩,等.国外发动机可变配气相位研究进展[J].汽车技术,1999(6)
[2]葛郢汉.浅谈发动机的可变配气相位技术[J].内燃机,2008(6)
[3]顾圳韬.全可变气门机构技术现状的分析与研究[J].内燃机与动力装置,2010(6)
船用柴油机配气相位检查与调整 篇3
关健词：配气相位 气门间隙 上止点
配气相位是指控制内燃机进、排气过程的时间必须正确无误，否则对内燃机的性能影响很大，甚至可造成气门与活塞撞击、挺杆弯曲和摇臂断裂等事故，因此每当重装气盖后，都必须对气门间隙进行调整；对经过大修或整机解体后重新组装过的内燃机都要检查配气相位，否则会影响内燃机正常工作，严重时会造成机损事件，所以我们特别重视配气相位的检查和调整。
配气相位的调整
以6135AG型柴油机为例（进气门提前20°开、滞后48°关；排气门提前48°开、滞后20°关；工作顺序为1-5-3-6-2-4间隔120°、工作周期720°、气门理论关闭角度为540°）分析第一缸压缩上止点时其他各缸气门的关闭情况：
从上表可知第一缸取于压缩上止点时，一缸进排气门、二缸进气门、三缸排气门、四缸进气门、五缸排气门共六个气门取于关闭状态，且有足够的关闭裕量，可以调整六个气门的气门间隙；对于四缸排气门、五缸进气门从理论分析来说是取于关闭状态可以调整气门间隙，从上表可知四缸排气门离开只差12°而五缸进气门刚关12°是一个工作周期的1/60，曲轴旋转一周的1/30，在寻找压缩上止点时难免会产生一点误差，假如在上止点前12°时五缸的进气门就没有关闭，在一缸压缩上止点后12°时四缸的排气门已经开启，这两个气门的关闭没有足够的裕量，所以不调整气门间隙。按工作方向旋转曲轴一周，此时一缸取于排气上止点进排气门都开启；二缸排气门、三缸进气门、四缸排气门、五缸进气门、六缸进排气门共六个气门取于关闭状态且具有足够的裕量，可以调整这六个气门的气门间隙，两次就可以调完整台机的气门间隙，把这种方法称为“二次调法”。“二次调法”仅要找一次压缩上止点然后按工作方向旋转曲轴一周，就可调完所有的气门间隙，但对初学者难以判断各缸气门的状态，从上面的分析我们可以总结如下：第一缸压缩上止点时，从前端往后看首缸调进排两个气门、单缸调排气门、双缸调进气门、尾缸不调；按工作方向旋转曲轴一周，从后端往前看，也是首缸调进排两个气门、单缸调排气门、双缸调进气门、尾缸不调。这样可以得到一个结论“首调尾不调，单排双进”很容易知道每一次该调那些气门。不象“逐缸调法” 需多次找压缩上止点和多次旋转曲轴，减少工作量大大提高效率，很有实用价值。
配气相位的检查
配气相位的正时是靠定时齿轮来保证配气凸轮轴与曲轴的相对安装位置，对于末拆过正时齿轮或末见齿轮面明显磨损时一般不需检查，否则需进行配气位检查，检查前用“逐缸调法”调好各缸的气门间隙，首先找到首缸压缩上止点，然后逆工作方向旋转曲轴退回一个大于进气门提前开启角度，用千分表的触头放到尾缸进气门间隙调整螺栓上，顺工作方向旋转曲轴，当千分表动时，观查首缸压缩上止点前的角度与进气门开启提前角是否符合要求。否则需要检查正时齿轮安装‘记号’是否对准，曲轴的前轴和输出法兰安装是否正确；另一方面检查齿轮间的间隙是否在允许范围内，过大时更换磨损的齿轮，安装齿轮时‘记号’一定对准，它是配气正时的必要条件，但不是充分条件。
内燃机在组装或修理后必须对配气相位进行相检查与调整，配气相位的检查与调整：首先确保正时齿轮室的正时齿轮与其它齿轮对‘记号’安装；其次就是进、排气门间隙的调整，气门间隙过大过小都会影响内燃机配气相位的正时，同时无法保证内燃机的功率和效率，严重时会使内燃机无法工作。
从配气相位看气门间隙调整方法 篇4
关键词：配气相位,气门间隙,调整
一辆老款爱丽舍轿车, 车主反应动力不足, 开到4S店后, 经诊断为气门间隙过大, 维修技师将其气门间隙调整过后, 车辆工作恢复正常。
近几年新生产的轿车, 其发动机几乎全部采用了液力挺柱。采用液力挺柱的发动机, 由于挺柱长度可自动调整, 故不需留气门间隙, 也就不会有气门间隙过大的故障。而老款爱丽舍轿车, 其发动机采用的是普通挺柱的配气机构, 其气门间隙会随着行驶里程的增大而增大, 因此应按行驶里程进行气门间隙调整。
1 气门间隙的调整方法
以工作顺序为1342的四缸四冲程发动机为例, 气门间隙调整可以用三种方法。
1.1 逐缸调整法
(1) 转动曲轴, 使第一缸活塞处于压缩上止点 (正时标记对齐, 且第一缸的进、排气气门都关闭) ;
(2) 调整第一缸的进1、排气门8间隙至标准值 (如图1) ;
(3) 转动曲轴90°, 则第三缸处于压缩上止点, 调整第三缸的进、排气门 (3、6) ;
(4) 同理, 再转动曲轴90°, 调整第四缸 (4、5) ;最后转动曲轴90°, 调整第二缸的进、排气门 (2、7) 。
逐缸调整法的特点是:哪一缸的活塞处于压缩行程上止点, 就调整该缸的所有气门间隙, 因此, 对于直列发动机, 有几个缸, 就转动曲轴几次, 每次转动的角度为720°/i (i为气缸数) 。
1.2 两次调整法
(1) 第一次, 转动曲轴, 使第一缸活塞处于压缩上止点 (判断方法同上) ;用“双排不进”的方法按1342的顺序调整各气门间隙, 即第一缸对应“双” (第一缸的两个气门1和8都可调) , 第三缸对应“排” (第三缸可调排气门6) , 第四缸对应“不” (第四缸此时进、排气门都不调) , 第二缸对应“进” (第二缸可调进气门2) , 即第一次调整1862四个气门 (见图2) 。
(2) 第二次, 转动曲轴一圈, 调整其余气门 (4573气门) 。
两次调整法的特点是, 不管发动机有几个缸, 都只转动曲轴两次, 第一次使第一缸处于压缩上止点, 第二次, 使第一缸处于排气上止点, 对于做功顺序为1342的四缸发动机、153624的六缸发动机和18436572的八缸发动机, 两次调整的气门如图2所示。
1.3 排气门全开法
排气门全开法, 顾名思义就是找到排气门全开的那一缸, 然后按发动机的工作顺序可调整下一缸的进气门, 再下一缸的排气门。具体如下:
(1) 转动曲轴到某缸 (假设第一缸) 排气门全开, 则按1342的顺序, 可调整第三缸的进气门和第四缸的排气门 (即图一的气门3和5) ;
(2) 转动曲轴使下一缸 (第三缸) 的排气门全开, 则可调整第四缸的进气门和第二缸的排气门 (即气门4和7) ;
(3) 转动曲轴, 当第四缸排气门全开时, 调整气门2和8;当第二缸排气门全开时, 调整气门1和6 (如表1) 。
排气门全开法的特点是每次只调整两个气门 (一进一排) , 因此, 发动机有几缸就要转动几次曲轴, 曲轴每次转动的角度为720°/i, 目的是为了确保调整的气门可靠地关闭。该法有个显著的特点就是, 不需要寻找正时标记, 这就使得操作比较快捷。
2 配气相位分析
无论采用哪种方法, 都必须遵守同一个原则:即只有稳定关闭的气门, 才能对其调整。因此, 以上各种方法的关键在于判断哪些气门处于稳定关闭的状态。配气相位是指用曲轴来表示的进、排气门的打开和关闭时刻和持续开启的时间, 配气相位图可以直观地反映气门的开闭状态 (图2) 。
2.1 逐缸调整法的配气相位
逐缸调整法调整的气门, 如图3, 其活塞位于压缩 (或做功) 行程上止点 (O点) , 此时, 由于进气门在压缩行程的B点已经关门, 而要到排气行程的A点才打开, 因此, 无论哪个缸处于压缩 (或做功) 行程上止点, 其进、排气门都稳定关闭, 所以可以调整间隙。
2.2 两次调整法的配气相位
当第一缸的活塞处于压缩 (或做功) 行程上止点 (O点) 时, 如图3, 由上知, 其进、排气门都可调整 (即“双”) 。此时按1342的工作顺序, 第三缸按顺时针方向转过90°后到达第一缸当前的位置, 所以, 第三缸在压缩 (或进气) 行程下止点 (E点) , 同样道理, 第四缸应该在进气 (或排气) 行程上止点 (G或G’点) , 第二缸则在做功 (或排气) 行程上下止点 (F点) 。处在E点的第三缸, 其进气门要到B点才关闭, 所以还处于开启状态, 处于开启状态的气门没有间隙, 所以是不能调整的, 而其排气门由于在进气行程的D点已经关闭, 要到做功行程的C点才打开, 故其处于稳定关闭状态, 可调其间隙 (即“排”) 。此时处于进气行程上止点的第三缸, 由于进气门提前打开, 排气门延迟关闭, 所以进、排气门都处于开启状态 (气门叠开) , 都没有间隙, 所以都不能调整 (即“不”) 。处于做功行程下止点的第二缸, 因其排气门在做功行程的C点已经提前打开, 所以排气门无间隙, 不可调整, 但其进气门在B点已经关闭, 而要到A点才打开, 所以是稳定关闭的, 因此可以调整 (即“进”) 。
2.3 排气门全开法的配气相位
如图3, 当第一缸的揸气门全开时, 因普通发动机的配气凸轮的轮廓都是对称的, 所以其活塞应该处于排气行程的H点 (CHD弧的平分线) , 其余各缸则分别处于2、3、4点 (间隔180°) 。假设在调整时, 由于判断错误, 把排气门还没有完全打开时的H′点误认为是H点 (过早) , 或把排气门全开过后, 已经开始回升的H″点误码认为是H点 (过晚) , 则相应的其余各缸分别处于2′、3′、4′点或2″、3″、4″点。由图3可以看出, 第一缸H和H″点都在排气行程, 其下一缸第三缸则分别处于3、3′和3″, 此三点都位于做功行程, 其进气门在B点已经关闭, 要到A点才打开, 所以是可是调整的 (即下一缸的进气门可调) , 而第四缸分别处于4、4′、4″的位置, 此三点均在压缩行程, 其排气门在D点已经关闭, 而要到C点才打开, 所以是可以调整的 (即再下一缸的排气门) , 但此时的进气门, 在4′点时是打开的, 在4点时是不稳定关闭的, 都是不能调整的, 因此都不考虑此时 (即再下一缸) 的进气门。虽然第三缸的排气门也可以调整, 但是, 为了避免重复, 此时不调其进气门。
由图3可以看出, 无论我们判断的时刻过早或过晚, 只要排气门还在动, 都可以调其下一缸的进气门, 再下一缸的排气门, 是因为其下一缸都在做功行程, 其进、排气门都稳定关闭, 而再下一缸都在压缩行程, 其排气门稳定关闭。因此, 实际操作时并不需要准确找到排气门全开点, 早一点或晚一点都没影响。
3 总结
发动机配气相位课件 篇5
关键词：柴油机,配气相位,凸轮型线,性能,优化
配气机构是发动机的重要组成部分。良好的配气机构应具有进气充分、排气彻底、泵气损失小, 配气正时准确、工作运行平稳、振动和噪声小等特点。配气机构零部件的设计在很大程度上影响发动机的动力性和可靠性。随着发动机向低污染、低油耗、高速化的方向发展, 现代车辆发动机对配气机构提出了越来越高的要求。以往依靠研究人员的经验和大量试验工作来优化配气机构运动学和动力学特性的方法, 周期长且浪费能源, 已不能满足现代高效低污染柴油机研制工作的需要。利用数值仿真方法优化配气机构的运动学和动力学特性, 不仅可以降低发动机的研发费用、节省人力、物力、缩短研制周期, 而且可以掌握配气机构设计参数对其性能的影响关系, 从而对发动机的设计和实验起到积极的指导作用[1—4]。
为此, 针对某增压柴油机原机在实际工作中油耗高和配气机构存在的冲击、反跳问题, 从优化配气相位和改变凸轮型线的角度着手, 结合发动机性能实验数据建立了某增压柴油机配气机构运动学和动力学仿真模型以及工作过程仿真模型, 计算优化了原机配气相位和凸轮型线, 并通过柴油机台架试验进行了优化前后的对比试验。
1发动机技术参数
研究用发动机为一款直列、四缸、四冲程、涡轮增压柴油机, 其主要技术参数见表1所示。
注:°CA表示发动机油轴转角。
2原机配气机构运动学与动力学分析
应用AVLEXCITETD软件, 建立原机配气机构运动学和动力学模型, 计算结果表明该增压柴油机配气机构的进、排气系统运动学特性良好。动力学计算结果表明:进、排气门在上升段时的速度出现轻微跳动, 可能会造成凸轮与挺柱间的接触应力增大以及配气机构的振动加剧, 使用寿命下降等影响;进气门在开启和关闭时及排气门在关闭时均存在很大的波动, 造成气门与气门座的冲击, 不利于减小配气机构的振动和噪声;排气门的落座力稍大, 可能加重气门和气门座的磨损;排气门落座时还存在接触力为零的时刻, 说明存在反跳现象。
3配气相位和凸轮型线优化
针对原柴油机在实际工作中油耗高和配气机构存在的冲击、反跳问题, 从优化配气相位和改变凸轮型线的角度着手, 探索改进发动机性能和减小冲击、消除反跳的最佳方案。
3.1配气相位优化
3.1.1工作过程仿真模型的建立及验证
建立柴油机BOOST仿真模型, 进行模拟计算, 结果如下。
从图1可以看出, 模拟计算结果与试验数据均能较好的吻合, 最大相对误差为4.85%, 满足模拟计算的要求, 可以利用该模型对发动机性能进行模拟计算。
3.1.2 配气相位优化结果
为了获得较好的发动机性能, 配气相位应随着转速和负荷的变化而变化。最佳的配气相位应使发动机在很短的换气时间内充入最多的新鲜空气, 并使排气阻力最小, 废气残留量最少[5]。发动机转速变化时, 由于气流的速度和进排气门早开和晚关的绝对时间都发生了变化, 因此, 其最佳的配气相位角也应随之改变。在此, 分别以进排气持提前角和迟闭角作为设计变量, 以充量系数为目标函数求最优解, 分别研究了发动机标定功率工况 (3 600 r/min) 、最大转矩工况 (2 200 r/min) 和1 200 r/min转速下配气相位的优化结果。
图3、图4分别为三种转速下进、排气配气相位优化气泡图。由图可以看出, 该发动机排气提前角和迟闭角对充量系数的影响在中低转速下不呈现明显规律, 在高转速下比较明显;进气提前角和迟闭角对充量系数的影响在中低转速比较明显, 而在高转速下不呈现明显规律。在中低转速, 随进气提前角的减小和进气迟闭角的减小, 充量系数增大。从计算结果来看, 发动机标定转速下, 进气提前角和进气迟闭角分别取30°CA和37°CA左右时, 排气提前角和排气迟闭角分别取35°CA和22°CA左右时, 充量系数较大;发动机最大转矩转速下进气提前角和进气迟闭角分别取12°CA和24°CA左右时, 排气提前角和排气迟闭角分别取68°CA和42°CA左右时, 充量系数较大;发动机1200r/min转速下进气提前角和进气迟闭角分别取15°CA和23°CA左右时, 排气提前角和排气迟闭角分别取46°CA和31°CA左右时, 充量系数较大。
3.2 凸轮型线优化
在配气相位优化的基础上, 根据分段加速度函数凸轮设计方法, 结合原柴油机配气机构运动学和动力学分析结果, 对该增压柴油机凸轮型线进行了优化。在优化设计中, 将凸轮型线各段函数类型的选取和加速度幅值的设置目标定为机构运行的平稳性和气门升程丰满系数的合理性, 以凸轮与挺柱的最大接触应力、凸轮的最大允许跃度值、凸轮的曲率半径、K系数和最小弹簧裕度为限制条件, 经过多次调整, 最终得到进、排气凸轮优化设计方案。
图5、图6分别为优化后进排气凸轮及进气门的升程、速度及加速度曲线。由图可以看出, 凸轮型线优化后各曲线光滑连续, 不存在大的波动和突变, 且速度和加速度峰值都在允许的范围内。表2为凸轮型线优化前后性能参数对比表。从表2中可以看出, (1) 优化后进气门升程的丰满系数为0.560 6, 跃度最大值为891.1 mm/rad3;排气门升程开启端的丰满系数为0.560 9, 关闭端为了减小冲击, 设计时未改变丰满系数, 只改变了凸轮型线的曲线形状, 最大跃度值为816.8 mm/rad3, 均在跃度值的允许范围内, 且均比原机的跃度小, 可减小冲击和噪声。 (2) 优化后进气凸轮与挺柱间的润滑系数为0.27, 最小曲率半径为6.46 mm;排气凸轮与挺柱间的润滑系数为0.28, 最小曲率半径为5.66 mm。
可见, 优化后的进、排气凸轮均满足加工要求和润滑要求, 且相比原凸轮有所改善。 (3) 优化后进气门弹簧的最小弹簧裕度为1.816, 排气弹簧的为1.829, 均满足气门弹簧的运动学要求。 (4) 优化后进气凸轮/挺柱的最大接触应力为535.3 N/mm2, 排气凸轮/挺柱的最大接触应力为536.8 N/mm2, 均低于所用材料的许用接触应力, 且相比原机有所降低, 有利于减小凸轮的磨损, 延长其使用寿命。 (5) 优化后的进气系统K系数2.069, 排气系统K系数2.012, 均满足设计推荐值的要求。
在标定功率转速下对配气机构动力学仿真计算表明, 凸轮型线优化后进、排气门落座速度比原机稍小, 进气门的最大落座速度为0.18 m/s, 排气门的最大落座速度为0.21 m/s, 均在气门落座速度的允许范围之内;气门加速度波动总体比原机有所改善, 减小了气门与气门座间的冲击现象;排气门落座时消除了反跳现象, 且最大落座力为963 N, 比原机减小, 进气门最大落座力为852 N, 相比原机有所减小, 有利于减轻气门与气门座之间的磨损。进气凸轮与平面挺柱的最大接触应力为436 MPa, 排气凸轮为704 MPa, 相比原机有所降低, 有助于减少凸轮桃尖的磨损。图中进、排气凸轮与平面挺柱在负加速度段均不存在接触应力为零的时刻, 说明优化的凸轮与从动件间未发生飞脱。
图7、图8分别是标定功率转速下凸轮型线优化前后进排气门落座力对比图和进排气凸轮/挺住接触应力对比图。
4 优化后柴油机性能对比分析
对该增压柴油机配气相位和凸轮型线优化后柴油机性能对比研究表明, 优化后柴油机有效功率、转矩、有效燃油消耗和涡前排温在中低转速工况下相对原机变化不大, 但在高转速工况下柴油机性能有所改善, 其中有效功率提高约2%, 有效燃油消耗降低约2.5%。图9—图12分别为配气相位和凸轮型线优化后柴油机转矩、功率、有效燃油消耗和排温与原机对比曲线图。
5 结语
(1) 不同转速下发动机对配气相位的要求不同。对该增压柴油机配气相位优化计算发现, 排气相位角对充量系数的影响在中低转速下不呈现明显规律, 而在高转速下比较明显;进气相位角对充量系数的影响在中低转速比较明显, 而在高转速下不呈现明显规律。
(2) 通过对原增压柴油机凸轮型线的优化以, 改善了配气机构运动学与动力学特性, 减缓了进、排气门开闭时的加速度冲击, 消除了气门落座时的反跳现象。
(3) 通过对原增压柴油机配气相位和凸轮型线的优化, 改善了发动机的性能, 在一定程度上提升了有效功率, 降低了有效燃油消耗。
参考文献
[1]杨连生.内燃机设计.北京:中国农业机械出版社, 1980
[2]尚汉冀.内燃机配气凸轮机构设计与计算.上海:复旦大学出版, 1988
[3]Tao X, Chungyao T, Huihua S, et al.Modeling, Validation and dy-namic analysis of diesel pushrod overhead bridged valve train.SAE Paper, 2007—01—1256
[4]Walter K, Marius D, Volker K.Advanced calculation method of the contact stress in roller follower valve train systems.SAE Paper2002—01—0852