配气相位优化（精选7篇）
配气相位优化 篇1
一般柴油机出厂时都规定了配气相位的主要调整数据,对新机而言,按这些数据调整可达到发动机最佳技术状态。随着使用时间的增加,柴油机零件会不断磨损,但只要在极限范围内均可照常使用,可是若仍按出厂数据调整则不可能达到该机的最佳技术状态。此外,由于制造误差,调整不当等原因均可能影响抽油机的技术状态。优化调整技术是经过多年的经验摸索出来的一种能根据运行中发动机的不同磨损情况和工况进行针对性调整的节能环保技术,通过优化调整,可使其达到最佳技术状态,提高功率,降低油耗。本文分析了影响柴油机技术状态的主要可调参数之一———配气相位的优化调整机理和方法。
1 配气相位的调整机理
通过对大量运行中的柴油机的配气相位测定表明,使用中柴油机配气相位大多数偏离出厂规定值,而且差距较大。
对某地区二百余台在用s195柴油机测取数据表明,若以进气门开启延续角230~250°CA为合格标准,合格的仅占31.3%;进气门开启延续角大于250°CA的占9.25%;进气门开启延续角小于230°CA的占59.5%。由此可见,气门开启延续角过小是问题的主要方面。排气门开启延续角测取数据分布情况基本上也类似,开启延续角过小是问题的主要方面。
从检测结果来看,70%以上的在用柴油机气门开启延续角严重不足,其原因有三点:一是气门间隙过大;二是凸轮磨损;三是凸轮制造误差。
1.1 配气相位和“时间———断面”对换气性能的影响
发动机排气和进气过程的整个阶段称换气过程,换气过程的完善程度是决定发动机性能的一个重要因素。显然,气门开启面积愈大,开启时间愈长,其换气能力愈强,常用所谓气门开启的“时间———断面”作为配气机构换气能力的基本参数。从气门与坐孔结构分析出,具有密封锥面(锥角为γ)的气门通道断面f是截锥体的侧表面积,即
由上式可知,在气门尺寸一定时,气门通道断面积f与气门升程h有直接关系,因气门的运动是凸轮控制的,其升程是不断变化的,所以f也是随时间t、曲轴转角φ不断变化的。气门开启的“时间———断面”可用积分式表达:
气门开启“时间———断面”愈大,则换气愈好。为了获得较大的“时间———断面”和好的换气效果,选择合适的气门开启时间是很重要的。
下面分析柴油机的燃烧过程。柴油机采用缸内喷射混合气形成方式,在压缩接近终了才把柴油喷入气缸,直接在气缸内部形成混合气,并经过冷焰、蓝焰和热焰等阶段物理化学变化反应自行发火燃烧。由于混合气形成时间极短,只不过占15~35°CA,当1500rpm工作时只有1.7~4.0ms。因而造成混合气在燃烧室各处是很不均匀的,且喷入需延续时间,故缸内混合气成分也随时间变化。混合气浓处燃料因缺氧冒黑烟,但此时α=1.2~1.3左右,这说明混合气成分的不均匀性导致部分混合气在燃烧时是氧不足。增大空气输入对发动机动力性和经济性至关重要。研究发现,柴油机技术状态恶化的主要原因之一是配气相位的变化所致。
1.2 气门间隙对换气性能的影响
气门间隙增大使气门开启延迟、关闭提前,反之相反。对某地区s195机二百余台检测结果显示进气门间隙(标准值为0.35mm)符合标准的仅占13.06%,间隙过大的机占54.8%,排气门间隙(标准值为0.45mm)符合标准的仅占20.72%,间隙过大的机占60.36%。
下面分析气门间隙与配气相位的关系。最佳配气相位,由凸轮的形状、位置及配气机构的正确装配关系给予保证。使用中零件磨损变形、装配关系和气门间隙的变化均会使配气相位和“时间———断面”发生改变,造成柴油机技术状态的恶化,需调整。但如按出厂说明书方法调整,就是把气门间隙调整到标准值对柴油机技术状态改善效果不明显。这是因凸轮连杆等配气机构零件磨损后,仍以气门间隙为基准进行调整,则不能保证配齐正适合合适的“时间———断面”。笔者认为,可采用以进气延迟角和排气提前角为基准,通过改变气门间隙,使配气相位“收缩”(即减小各配气相位角)或“膨胀”(即增大配气相位角)的方法来调整。
从凸轮几何形状可分析出,气门间隙增大,致使气门开启时间延迟,关闭时间提前,凸轮有效升程减小,使之气门开启“时间———断面”减小,气流阻力增大,换气质量变差。反之,相反,使之换气较充分。气门间隙小有利于换气,但要保证受热膨胀余量。
1.3 凸轮磨损对换气性能的影响
凸轮磨损后,若仍把气门间隙调整到规定值,就难达到所需的配气相位。凸轮外廓几何分析中可得出,凸轮发生磨损,可考虑适当减小气门间隙,以得到较好换气效果。
1.4 凸轮外形制造误差对换气性能的影响
凸轮外廓加工比较困难,易出现凸轮外廓“肥瘦”不一。在相同的条件下,采用“肥”的凸轮,则气门开启延续角增大;反之,相反。对两个制造厂的10台新柴油机检测发现,凸轮多数偏“瘦”。
2 配气相位的优化调整
不论是气门间隙过大或凸轮磨损、还是凸轮外形制造误差,均通过优化调整使配气相位得到一定的程度的弥补,也就是通过改变气门间隙来满足配气相位的相应要求。如气门开启延续角过小,可适当减小气门间隙,尽量使配气相位接近设计。要求为了调整方便,不必测量凸轮磨损程度,直接调整气门间隙即可。调整可选三种方案。
2.1 以进、排气门开启角为标准的调整方案
以s195为例,调整时将飞轮转至排气门上止点前17°CA,将进气门间隙调至“零”,至于进气门关闭角则不作为考虑因素,一般会在下止点后43°CA附近关闭;同理将飞轮转至做功行程下止点前43°CA将排气门间隙调至“零”,保证排气门在下止点前43°CA准时开启,气门关闭角一般在上止点后17°CA附近。用此方法调整比较方便,气门开启延续角基本能保证,气门开启升程大致符合要求。
2.2 进气门以迟关角,排气门以提前角为标准进行调整的方案
按此方法调整对凸轮外形磨损不大的柴油机具有较好效果。
2.3 以进、排气门开启角为标准、适当兼顾关闭角的方案
凸轮外形磨损较大的柴油机较适合此方法。因凸轮外形磨损较严重时,不能保证气门开启延续角,若以开启角为标准,则关闭角相差太大;若以关闭角为标准,则开启角相差太大。因此不得不采用两者兼顾的方法。
为了验证配气相位优化调整的效果,笔者对一台柴油机进行了配气相位调整试验,结果如下表:
从表中分析出,在用的柴油机,当气门间隙调整到使用说明书所规定的标准值时,配气相位虽有改善,但与最佳配气相位相差还是较大,换气不很充分,功率油耗不理想。当调到标准值以下时,且分别按进气延迟角和排气提前角为基准调整,配气相位接近最佳,能较好地恢复到原来的换气质量,能保证发动机动力性能和经济性能充分发挥出来。上表调整结果中可看出,优化调整的配气相位比标准值时,功率提高5.38%,油耗下降6.87%,效果显著。
3 结语
对农村在用磨损程度不同的柴油机,通过优化调整,可提高技术状态,比使用说明书调整方法,功率可提高功率5%以上,油耗降低4%以上,是行之有效的技术。
摘要：分析了柴油机换气过程在使用中逐渐变差的原因,提出了优化调整方案。
关键词：配气相位,气门间隙,优化调整
参考文献
[1]奚文斌,何勇.S195柴油机优化调整节能与检测[M].北京:中国农业科技出版社.
[2]孙吉树.单缸柴油机部分技术参数的经验调整法[J].延边大学农学学报,2004(3).
[3]戴巍有.不可忽视S195柴油机的三大调整[J].安徽农机,2008(1).
配气相位优化 篇2
配气相位就是进、排气门实际开闭时所对应的曲轴转角位置。它直接关系到发动机的进、排气性能,对燃烧性能的好坏起着至关重要的作用,是决定发动机动力性、经济性和排放性能极为重要的环节。配气相位的优化是提高功率、降低油耗和排放的一种有效方法[1,2],良好的配气相位应具有进气充分、排气彻底、泵气损失小,配气正时准确、工作运行平稳、振动和噪音小等特点[3—5]。进气关闭时刻和排气开启时刻对发动机的性能影响最大,进气关闭时刻对进气充量影响最大,排气开启时刻对换气损失影响最大[6]。
确定发动机的配气相位比较复杂,使用模拟仿真分析对柴油机的工作过程进行计算,可以对配气定时作出定量的分析,然后在试验中予以验正。可缩短柴油机的开发周期,降低柴油机的开发成本。
本文针对某用2缸高压共轨、增压中冷柴油机利用气门正时优化和DOE软件对配气相位进行模拟计算及优化,并进行了试验对比,达到了优化柴油机性能指标的目的。表1为该柴油机的主要技术参数。
1 配气相位优化计算
柴油机外特性的关键点是标定转速(4 000r/min)、最大转矩转速(1 800 r/min)和低速(1 000 r/min)。这几个点对发动机的燃油消耗、功率、扭矩指标及排放均有较大的影响。因此,选择这3点作为计算工况,分别以进、排气开启和关闭时刻作为设计变量,以充量系数、燃油消耗为目标求最优解,计算中,压缩上止点对应着0/720°CA。
1.1 进气开启和关闭时刻对充量系数的影响
进气提前开启的目的是使进气行程开始时进气门开启截面已经足够大,不对进气过程产生很大的阻力,使新鲜气体能够顺利的流入气缸。发动机在不同工况下都存在一个最佳进气提前角,这个最佳角度会随着转速的改变而变化。故应根据不同的柴油机转速范围来确定最佳进气开启时刻[7]。同时进气提前开启时刻还受到配气机构的结构限值,在设计时要避免活塞与气门相撞。
为了利用在进气过程中进气管内形成的气体的流动惯性,实现气缸的过后充气,进气门并不是恰好在下止点时关闭,而是在下止点之后的一定曲轴转角关闭,此超出的角度即为进气迟闭角。
图1、图2、图3分别为1 000 r/min、1 800 r/min、4 000 r/min时不同的进气开启和关闭时刻对充气效率的影响。从图1中可知,在1 000 r/min时,进气开始时刻在330°CA附近进气充量系数最大;而在1 800 r/min和4 000 r/min时进气开始时刻在353°CA附近进气充量系数最大。在1 000 r/min时,进气关闭时刻在565°CA附近是进气充量系数最大,在1 800 r/min时,进气关闭时刻在576°CA附近进气充量系数最大,在4 000 r/min时,进气关闭时刻在604°CA附近进气充量系数最大,这是因为高速时气体流动的惯性大,进气迟闭角应该相应的大一些。但进气迟闭角不应过大,否则造成在发动机处于低速时缸内的气体倒流入进气管的现象,同时会影响有效压缩比,从而影响压缩终了时的温度和压力,造成发动机冷起动困难。
1.2 进气开启和关闭时刻对燃油耗的影响
图4、图5、图6分别为1 000 r/min、1 800 r/min、4 000 r/min时不同的进气开启和关闭时刻对燃油消耗率的影响。
由图可知,在1 000 r/min,进气开启时刻在320°CA附近、进气关闭时刻在570°CA附近燃油消耗最低;在1 800 r/min进气开启时刻在333°CA附近、进气关闭时刻在586°CA附近燃油消耗最低;在4 000r/min进气开启时刻在340°CA附近、进气关闭时刻在612°CA附近燃油消耗最低。
1.3 排气开启和关闭时刻对充量系数的影响
图7、图8、图9分别为1 000 r/min、1 800r/min、4 000 r/min时不同的排气开启和关闭时刻对充量系数的影响。
由于受配气机构结构的限制,排气门在开启的过程中也只能逐渐加大其流通面积,若令排气门刚好在做功行程结束的下止点开启,则排气门的流通面积增加缓慢,气缸压力下降迟缓,造成活塞在排气行程中有较大的推出功损失。因此,排气门也是在做功行程结束之前,即活塞到达下止点之前的某一位置开启,此提前开启的角度即为排气提前角。为尽量减小泵气功损失,可适当加大排气提前角,但过大的排气提前角又会导致膨胀功损失增加,因此,存在一最佳的排气提前角,且随着发动机转速的增加,此角度应该相应的增大。由图中可知在1 000 r/min时,排气开启时刻在145°CA附近充量系数最大,在1 800 r/min时,排气开启时刻在118°CA附近充量系数最大,在4 000 r/min时,排气开启时刻在112°CA附近充量系数最大
发动机的排气行程中,随着活塞的上行,排气门的流通截面开始不断减小,气体流经气门的节流作用增强,导致在上止点附近,气缸压力再次上升,使泵气功损失和缸内的残余废气增加,这对换气和燃烧过程均有害。因此,排气门也应当在活塞到达上止点后的一定角度关闭,以充分利用气体流动的惯性使排气管在气缸内抽吸部分废气,实现充分排气。但由于活塞到达上止点后继续下行,气缸工作容积增加,使得缸内压力下降,此时过大的排气迟闭角会导致废气倒流,影响燃烧过程,且选择排气迟闭角时还要考虑气门避免与活塞相碰。利用排气迟闭使得废气从缸内流出刚好结束时对应的角度即为最佳的排气迟闭角[8]。
由图中可知在1 000 r/min时,排气关闭时刻在425°CA附近充量系数最大,在1 800 r/min时,排气关闭时刻在385°CA附近充量系数最大,4 000r/min时,排气关闭时刻在390°CA附近充量系数最大。
1.4 排气开启和关闭时刻对燃油消耗的影响
图10、图11、图12分别为1 000 r/min、1 800r/min、4 000 r/min时不同的排气开启和关闭时刻对燃油消耗的影响。
由图可知,在1 000 r/min,排气开启时刻在130°CA附近、排气关闭时刻在415°CA附近燃油消耗最低;在1 800 r/min排气开启时刻在115°CA附近、排气关闭时刻在400°CA附近燃油消耗最低;在4 000排气开启时刻在116°CA附近、排气关闭时刻在404°CA附近燃油消耗最低。
1.5 排气开启和关闭时刻对泵气损失的影响
对于两缸增压柴油机,只有两个气缸,在两缸的进气冲程中间有间断,同样在两缸的排气中间也有间断。在排气冲程时有高的压力峰值,而在在两个排气冲程之间有急剧的压力下降,在排气歧管中如此大的压力变化幅度将带来两个不利影响:1)活塞将面对非常大的背压情况下将废气排出,这使得排气损失较大,油耗增加;2)很高的涡轮增压率的脉冲将使得涡轮工作在低效率状态,且在整个转速范围内的背压较高,对增压器的匹配较困难。
同样在两个进气冲程之间进气压力脉动也会产生一个非常大的压力变化幅度,使得进气过程中的泵气损失较大。
因此在配气相位优化时应充分考虑2缸增压柴油机的特殊性。
图13为4 000 r/min时不同的进气开启和关闭时刻对泵气损失的影响。
2 配气相位的确定
由计算结果可知,进气门关闭时刻在586°CA附件最大扭矩转速取得较好的燃油经济学,为了增加额定点容积效率、过量空气系数,且兼顾车用柴油机低速性能,推荐进气门关闭590°CA。
一般进气门开启持续期越长,过量空气系数和增压压力就越大,在标定工况下易引起过高的机械负荷[6]。对于该柴油机来讲,由于排量较小,匹配的涡轮增压器的涡轮尺寸很小,应相应减小进气持续角。同时考虑到发动机本身的结构限制,进气开启时刻选择为334°CA。
排气门开启时刻在115°CA是在3个工况点均能获得较好的燃油经济性和充量系数,因此选择排气门开启时刻在115°CA。
3 试验验证
根据模拟计算及优化结果,设计凸轮轴,安装在发动机上进行试验,结果如图14所示。模拟结果与试验结果误差率在2%以内,其功率、扭矩燃油消耗指标均满足设计指标。
4 结论
对柴油机配气相位进行了模拟计算,得出不同配气相位对柴油机的不同转速下的冲量系数、燃油消耗率及泵气损失的影响,研究结果表明:
(1)对不同的发动机转速,都对应一个最佳的配气相位,在选择配气相位时应兼顾柴油机的高速和低速外特性的要求;
(2)利用优化软件对配气相位进行模拟计算,可直观地得到配气相位在柴油机不同转速下性能影响。
(3)两缸增压柴油机的进、排气冲程中间有间断,导致进、排气管路的压力波动,使得两缸柴油机的泵气损失比多缸柴油机的泵气损失大;
(4)通过模拟计算,确定合理的配气相位,进行试验验证,试验结果与模拟结果吻合。
摘要：利用气门正时优化和DOE软件对一两缸增压中冷柴油机的配气相位进行模拟计算。得出了不同的气门正时在柴油机不同转速下的充量系数、燃油消耗率、泵气损失的影响。根据计算结果设计了合理的配气相位的凸轮轴进行试验验证,达到优化柴油机性能的目的。
关键词：配气相位,DOE,充量系数,燃油消耗,泵气损失
参考文献
[1]顾宏中.涡轮增压柴油机热力学过程模拟计算.上海:上海交通大学出版社.1995
[2]高国珍,陆金华,陈光敏,等.满足欧-Ⅲ排放标准4 100直喷式柴油机的配气相位优化计算.南昌大学学报(工科版),2007;12:375—379
[3] Korte V,Blaxill H,Schneider F,et al.Variable valve timing:gen-eral options and technologies.SIA Conference on Variable Valve Ac-tuation.Paris,November 2006
[4] Simmonds S,Bassett M,Blaxill H,et al.Study of fuel economy im-provements available via valvetrain optimisation of a SOHC enginewith fully independent inlet and exhaust cam timing control.ImechE,London,December 2007
[5]杨连生.内燃机设计.北京:中国农业出版社,1981
[6]涂南明,彭友德,李芳.柴油机配气相位的优化设计.汽车科技,P35-37,2007;(1)
[7]柴油机设计手册编辑委员会.柴油机设计手册(中).北京:中国农业机械出版社,1984:12—36
配气相位优化 篇3
发动机的配气机构负责向汽缸提供汽油燃烧做功所必须的新鲜空气, 并将燃烧后的废气排除出去。
发动机转速变化时, 发动机输出功率也在不断地发生着变化, 所需要的凸轮轴相位也相应地要求变化, 才能达到最佳发动机功率输出和最优排放, 就像一个人在慢走的时候, 肺的呼吸相应平缓顺畅, 而在剧烈运动的时候, 肺的呼吸也要随着改变。
发动机转速越高, 每个汽缸运行一个周期留给吸气和排气的绝对时间也越短, 因此想要达到较好的充气效率, 这时发动机需要尽可能长时间吸气和排气。显然, 当转速越高时, 要求的重叠角度越大。
发动机在低转速的时候, 原来意义的发动机进气重叠角不发生改变, 这样导致了进气岐管的吸气量过大, 对汽油机来说, 进气量大, 则使进油量增加, 造成燃料燃烧不充分, 油耗增加, 排放物增多。对于柴油机来讲, 进气量的增加导致了无谓的空气压缩, 造成燃烧的压缩空气还要克服压缩多余的空气, 从而消耗掉一部分功率。
因此, 可变气门技术的使用, 使得发动机在高速或者低速段都能使得进气量与进油量做到最佳配合, 合理降低油耗, 提升功率, 控制排放。
如果采用传统的设计方法, 即设计—样机—试验—改进—样机—试验—再改进, 这样的过程耗时费力, 使得开发时间很长, 甚至于几代人才能完成。
随着计算机技术的不断进步, 发动机的设计已经不再是改进实验、再改进、再实验的过程。
利用GT—POWER建立发动机数字模型, 并将原来的流量系数与改进后气道流量系数分别代入模型中, 以此初步分析改进方案的优劣。
1 进气门可变正时的优点
1.1 有效提高进气速度
发动机处于低转速时, 由于进气门前后压差较低, 缸内涡流强度减弱而导致燃烧速度不够。如果能够推迟进气门开启时间, 与活塞向下运行速度匹配, 就可以提高进气速度, 加强进气涡流, 提高燃烧速率, 获得较高的循环效率。
1.2 有效提高充气效率
发动机在工作中, 空气在进入进气管的时候, 可以形成谐振, 对于进气来说, 可以有效提高进气压力, 提高充气效率, 而进过优化的气门正时, 可以充分利用谐振, 优化进气效率。当发动机在高转速时, 适当推迟进气门关闭, 可以充分利用进气充气的惯性增压效应, 提高发动机转矩;当发动机低转速时, 适当降低气门开启程度。根据流体力学原理, 提高气流速度, 增加进气压力, 使得新鲜空气能合理地进入气缸。
1.3 能够改变不同工况下的压缩比
通过改变进气门迟闭角, 可以在膨胀比不变的情况下, 改变有效压缩比。
2 排气门可变正时的优点
2.1 优化气体燃烧膨胀比
固定相位的发动机, 在发动机高转速的时候, 排气门提前打开, 保证了废气排出气缸的时间, 但是发动机的膨胀比会降低, 低转速时, 则排气时间太长, 因而合理安排相位, 可以提高膨胀功的有效利用, 增加发动机的扭矩。
2.2 可以实现内部EGR
当发动机在负荷下运转时, 适当地使少量废气进入进气岐管, 与可燃混合气一起进入燃烧室。废气是一种不可燃气体 (不含燃料和氧化剂) , 在燃烧室内不参与燃烧。它通过吸收燃烧产生的部分热量来降低燃烧温度和压力, 以减少氧化氮的生成量。进入燃烧室的废气量随着发动机转速和负荷的增加而增加。
通过调整排气门关闭时间, 可以代替外部EGR。如果在上止点前提前关闭排气门, 使得一部分废气残留在气缸内;如果排气门迟后关闭, 由于进气冲程早期阶段活塞下移, 把一定质量的废气由排气管倒吸回气缸。排气门迟关角越大, 废气倒吸的越多, 改变排气门关闭正时, 能够控制气缸内残余废气系数, 实现内部EGR。
2.3 最大程度提高怠速稳定性
本文采用一种利用发动机自身的油路, 通过液压控制方法, 根据不同工况来改变凸轮轴转角, 以达到改变气门正时调节, 由于篇幅有限, 只针对进气进行分析判断。
3 建立发动机GT—POWER模型
本文采用125汽油机为基本机型进行设计与实验。125汽油发动机的主要技术参数见表1。
将GT—POWER模拟出的全负荷曲线与原机试验全负荷曲线进行对比见图1。
可以看出, 模拟数据和实验数据基本一致, 因此该模型所计算的数据是可以作为分析依据的。
4 进气门处压力分析
发动机进气门处压力对发动机充气效率有决定性的影响, 它与气缸内的压力、进气门流通面积共同决定了发动机的充气效率。使进气门关闭时刻尽量接近压力波峰值, 以得到最大的充气效率。
经过数模拟计算, 得出不同转速下, 气门进口处压力曲线见图2。
上图2显示, 当发动机低速段转速为3 500 r/min, 当进气门开启时, 压力波达到峰值, 进气门前压力下降, 在进气门开启约180 CA后再次达到峰值。这是由于进气门开启后, 发动机处于进气冲程, 活塞由上止点快速向下止点移动。此时缸内压力迅速下降, 在进气门形成一较大的膨胀波。进气门压力降低, 空气开始从气道经进气门流入气缸, 这个膨胀波沿进气歧管、谐振腔、进气总管方向流动, 在进气总管口处反射为压缩波, 引起谐振进气系统内的压力波动。在发动机的工作循环中, 各缸在谐振腔中相互作用, 在谐振进气系统中产生相位一致的压力波, 这种压力波又反射回发动机各缸的进气门处。
随着发动机转速的提高, 低速谐振效应对进气门处压力的影响较小, 表现为其振幅较低。在高速区 (7 500 r/min) , 当进气门开启时, 进气门处压力急剧下降, 成为一个“深谷”, 此后压力波开始上升, 并在进气门关闭前达到峰值。这是因为在进气门开启后, 发动机进入进气冲程, 缸内压力下降, 在进气门处形成一负压力波。在进气冲程的后半段, 随着活塞下行速度的减慢, 进气门开启面积的减小, 缸内压力逐渐上升, 在进气门关闭前达到峰值。
理论上发动机转速越高, 压力波动幅值越高, 这是因为转速越高, 气体流速越快, 动能转化为压力波动的影响越显著。
当发动机转速接近高谐振转速 (7 500 r/min) 时, 由进气门开启产生的膨胀波到达谐振腔时反射为一压缩波, 压缩波又沿进气歧管返回进气门处, 形成正压力波, 正压力波到达时刻若进气门流通面积较大, 则对发动机充气效率的提高有很大帮助。
5 进、排气配气相位优化
当发动机处于高转速时, 推迟进气门关闭可以充分地利用进气充气的惯性增压效应, 提高发动机气缸的充气效率, 从而提高发动机的动力性能和经济性能;在低转速下时, 由于进气充气惯性增压较弱, 为保证最大有效压缩比, 则不再推迟进气门关闭时间。
设置GT—POWER参数, 凸轮轴进气正时角度参数设为变量, 利用子模块进行调用, 根据不同工况下的正时角度变化, 对整个配气正时进行优化。
按照在5 500 r/min以下, 每500 r/min进气迟开角提前2°, 5 500 r/min以上, 每500 r/min进气迟开角移后2°。进行运算。
该论文仅研究在全负荷情况下可变配气相位随转速的变化关系, 部分负荷情况暂时不加以讨论。从计算得出, 可变气门的发动机在性能上比原机有所提高, 功率增加约2%。
在8 500 r/min状态下, 改进后的进气量对比见图3。
6 结论
GT—POWER软件是伽马公司根据理论和经验开发的一款争夺与发动机和整车仿真计算的专业性很强的软件, 利用该软件对发动机或者整车开发, 可以大大减少设计开发需要的时间, 降低研发成本。便于优化设计, 可以结合试验, 对比实验设计更自由、更灵活。与传统开发手段相比, 能提供更详细的流场信息, 提供传统实验不易采集的数据。重复性好, 条件易控制, 可以对各种工况进行重复模拟计算。
摘要：运用GT—POWER软件建立发动机模型, 模拟原机的性能特性, 对原来的配气相位进行优化调整, 在不改变其他结构参数的情况下, 发动机的性能可以有较高的提升。通过实验验证, 仿真软件的结果具有良好的预测效果。
关键词：发动机,GT—POWER,配气相位优化
参考文献
[1]苏岩, 李理光, 肖敏《.国外发动机可变配气相位研究进展》[J].汽车技术, 2000 (6) :11-14.
[2]李理光, 苏岩, 王云开《.车用高速汽油机电控可变配气系统》[J]汽车工程, 2001 (4) :275-278.
[3]褚超美, 陈家琪, 张振东, 等《.进排气管结构与配气系统匹配对汽油机性能的影响研究》[J].内燃机工程, 2003 (5) :23-25.
配气相位优化 篇4
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
发动机可变配气相位技术分析 篇5
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)
从配气相位看气门间隙调整方法 篇6
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
配气相位优化 篇7
关键词：可变配气相位与气门升程,设计,步进电机,凸轮,凸轮曲线
0 引言
汽车发动机配气相位和气门升程对发动机性能有很大影响。随着发动机转速和负荷的不同,对配气相位和气门升程的要求也不同。但在传统的发动机配气机构中,气门驱动凸轮的形状、凸轮轴与曲轴的相对位置是固定的,在发动机运转时配气相位和气门升程都不能改变,导致发动机性能就不能在各种工况下均能得到最佳优化。为解决上述问题,汽车发动机可变配气相位与可变气门升程装置应运而生。可变配气相位(Variable Valve Timing,简称VVT)机构能使气门正时、气门开启持续时间及气门升程等参数中的一个或多个随发动机的工况变化实时进行调节,从而获得更好的燃油经济性、更优异的扭矩和功率特性,提高怠速稳定性和降低排放。
1 可变配气相位技术的研究现状
可变配气相位机构按结构特点和驱动方式的不同,可分为凸轮驱动机构和无凸轮驱动机构两大类。凸轮驱动可变配气相位机构研究时间相对较长,机构相对简单可靠,在汽车上已获广泛应用。随着微电脑技术的发展,无凸轮驱动可变配气相位机构成为近年来研究的新领域,由于其涉及液压、电磁、电子等多个领域,结构较为复杂,目前正处于研究及试用阶段。
1.1 可变配气相位技术在各工况下的实现功能
1)低温、起动、低负荷、低速
如图1(a)所示,延迟进气门的打开时刻,提前排气门的关闭时刻,可减少气门重叠,以减少废气逆吹入进气管,从而达到稳定怠速、提高燃料经济性和起动性能。
2)中等负荷、高负荷中低速
如图1(b)所示,提前进气门的打开时刻,推迟排气门的关闭时刻,可增加气门重叠,以增加EGR率以及降低泵气损失,从而改善了排放控制和燃料消耗率。此外,提前进气门的关闭时刻可减少进气被逆吹回进气管,改善了充气效率。
3)高负荷、高速
如图1(c)所示,提前排气门的打开时刻,可以减少泵气损失;延迟进气门的关闭时刻,可以利用惯性增压提高充气效率,从而提高发动机的输出功率。
4)废气再循环(EGR)功能
通过提前打开进气门,让部分废气流至进气管,起到废气再循环(EGR)的作用,从而降低NOx的排放。
1.2 凸轮驱动可变配气相位机构
1)改变凸轮轴相角的可变配气相位机构
该类机构利用凸轮轴调相原理,凸轮曲线是固定的,而凸轮轴相对曲轴的转角是可变的。属于这种原理的机构很多,各机构主要的差异在于实现凸轮轴调相的方式不同。其主要代表为丰田可变气门正时系统(VVT-i),它是利用发动机润滑油的油压来调整凸轮轴相对于正时齿轮的转角,执行元件液压控制器有螺旋槽式和叶片式两种类型。此类机构结构原理简单,可以保持原发动机气门系统不变,只用一套额外的机构来改变凸轮轴相角,对原机改动较小,便于采用;其缺点是不能改变气门升程和气门开启持续时间。
2)变换凸轮曲线的可变配气相位机构
这类机构可以提供两种以上凸轮曲线,在不同转速和负荷下采用不同的凸轮曲线驱动气门。如本田公司的可变配气相位与气门升程(VTEC)机构,就能根据发动机运行工况的变化,通过变换驱动气门的凸轮,来实现对配气相位及升程的控制。但此种机构可变配气相位与可变气门升程不是连续变化的,而只是分成两个阶段,因此,还是不能满足所有工况变化的需要。
3)既改变凸轮轴相角又变换凸轮曲线的可变配气相位机构
丰田公司的智慧型可变气门正时及升程控制系统(VVTL-i)由两部分组成。一部分由VVT-i液压控制器和液压控制阀组成,用来改变进气凸轮轴与其带轮的相对位置,控制进气门的配气相位;另一部分由VVTL-i液压控制阀、进气凸轮轴和摇臂总成等组成,用来变换驱动进气门的凸轮,以改变进气门升程。
1.3 无凸轮轴可变配气相位机构
1)电控液压驱动可变配气相位机构
电控液压气门驱动是将气门与一个液压活塞相连,通过电磁阀控制液压缸内高低压油液的流入和流出来控制气门的运动。主要的开发公司分别为Ford和Lucas公司。Ford公司开发的可变配气相位机构取消了气门回位弹簧;Lucas公司开发的可变配气相位机构保留了气门回位弹簧。
2)电磁铁驱动可变配气相位机构
电磁铁驱动可变配气相位机构由电磁线圈直接驱动气门,通过改变线圈的通电和断电时刻控制气门的开启始点和开启持续期。气门动作调节灵活、响应迅速、调节能力强。
2 一种新型发动机可变配气相位与气门升程机构的设计
本机构属凸轮驱动的可变配气相位机构,其控制原理如图2所示。凸轮轴凸轮曲线与普通凸轮轴凸轮曲线不同,它是能满足发动机所有工况要求的配气相位和气门升程的连续变化的曲线,凸轮轴轴向位置由步进电机驱动,步进电机由发动机电脑(ECU)控制。步进电机控制原理如图3所示。发动机电脑主要根据转速、负荷、水温、节气门开度等信号综合分析、计算,通过控制ISC1、ISC2、ISC3、ISC4的搭铁顺序及次数,就可控制步进电机的转动方向及步数,进而精确控制丝杆伸出或缩短的长度。丝杆伸出,推动凸轮轴向左移动,改变了凸轮与气门挺杆的接触位置,也就改变了该气门的配气相位与气门升程。丝杆缩短,则由回位弹簧控制使其自动向右,同样使该气门的配气相位与气门升程得到了精确的控制。
1-回位弹簧支架;2-凸轮轴;3-回位弹簧;4轴颈;5-凸轮;6-丝杆;7-步进电机;8-插头
该机构的控制系统可直接在发动机电脑(ECU)上扩展而成,不需单独的控制系统。且能对进、排气门的配气相位和气门升程都实行精确、连续的控制,很方便就能实现发动机的废气再循环(EGR)功能,大大降低NOX的排放。
3 结束语
无凸轮轴可变配气相位机构由于去掉了凸轮系统,由电脑(ECU)控制,能对气门正时的所有因素进行控制,在各种工况下获取最佳气门正时;另外,还能关闭部分气缸的气门,实现可变排量,因此,它是未来的主要发展方向,但该技术目前还有待于进一步完善与发展。本设计能克服原有的凸轮驱动的可变配气相位机构的缺点,能方便实现对进、排气门的配气相位及气门升程的全范围控制,且原结构没有大的变化,技术已经成熟。
参考文献
[1]陈勤学,崔可润,朱国伟.可变气门系统的研究与发展[J].车用发动机,2002,(3).
[2]苏岩,李理光,肖敏,曾朝阳.国外发动机可变配气相位研究进展-机构篇[J].汽车技术,1999,(6).
[3]陈高路.汽车发动机控制系统检测与维修工作页[M].人民交通出版社,2007.