可变配气相位（共7篇）
可变配气相位 篇1
摘要：介绍了发动机配气相位技术概念,对发动机采用不同的可变配气相位技术进行了分析,指出无凸轮轴驱动可变配气相位技术是未来的发展方向。
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)
[4]张文.理想可变配气相位技术分析[J].科技视界,2012(8)
浅谈发动机的可变配气相位技术 篇2
关键词：发动机,可变配气相位,气门正时,气门升程
0前言
传统发动机凸轮配气相位是通过各种不同配气相位的试验,从中选取某一固定配气相位兼顾其他工况,是发动机性能的一种折衷方案。因为其配气相位是固定的,无法在运行过程中进行调节,所以发动机性能难以在各种工况下都达到最佳。由于环境保护和人类可持续发展的要求,低能耗和低污染已成为汽车发动机的发展方向,要求发动机既要保证良好的动力性,又要降低油耗满足排放法规的规定。
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。
为了对气门运行参数进行调节,国内外研究机构进行了大量的研究。但是出现在20世纪80年代以前的很多机构存在问题较多,如造价昂贵,机构复杂,可调自由度有限以及冲击速度较高等。近20年来,电子技术的发展促进了可变配气相位机构产品化,有些技术已在轿车上使用,取得了较好的效果。
现在,可变配气相位技术在世界范围内引起科研部门和生产厂家的高度重视,已成为汽车发动机研究重点方向之一。
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,在汽车上已有应用。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最近20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。
1.1 凸轮驱动可变配气相位机构
1.1.1 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,凸轮型线是固定的,而凸轮轴相对曲轴的转角是可变的。因为配气相位中影响发动机性能较大的是进气门关闭角和进排气重叠角,在多气门双顶置凸轮轴发动机上,单独控制进排气凸轮轴,可以实现对这两个因素的控制,改善发动机性能。虽然这类机构不能改变气门升程和持续期,但是其机构原理简单,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。同时,这种机构能随着发动机的转速变化,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,应用较广泛。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。
Alfa Romemo公司、Nissan公司、Atsugi公司和Benz公司的可变配气相位系统采用了改变凸轮轴相角的机构,原理大致相同。它们通过在正时皮带轮(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,使气门配气相位改变。图1为Benz公司的可变气门正时系统结构图,由电子控制。这一系统已用于Roadster 500 L系列的5 L V8发动机上。
1.1.2 变换凸轮型线的可变配气相位机构
1.1.2. 1 本田三段式VTEC可变配气相位机构
本田VTEC可变配气相位机构见图2所示,每对气门在不同工况由凸轮轴上不同凸轮分别控制,其中,滞止凸轮最大升程为0.65 mm,中速凸轮为7.3 mm,高速凸轮为10 mm。相应的由凸轮推动的摇臂有主摇臂、中间摇臂和次摇臂。另外,还有两个转换柱塞协同转换驱动凸轮。低速时,各个摇臂分离独立工作,主摇臂驱动主气门正常工作,次摇臂驱动次气门,最大升程为0.65 mm,主要是防止燃油在气门口处积聚。中速时,电脑控制中速油路开启,液压油驱动中速转换柱塞,使主摇臂和次摇臂联结在一起,中速凸轮开始起作用,驱动两个气门运转。高速时,电脑控制打开高速油路,液压油推动高速转换柱塞,主摇臂、次摇臂与中间摇臂联结在一起,由高速凸轮驱动。摇臂当转速降低时,油路内油压降低,柱塞在回位弹簧的作用下推回,三根摇臂又依次分开。该机构使发动机根据自身转速和负荷自动改变气门的配气相位及气门升程,改变进气量。低速时,VTEC开启一个进气门实现稀燃;中速时,采用中速凸轮型线驱动两个进气门,确保中速扭矩;高速时,VTEC加大气门升程及延长开启时间,使进气量增加,输出更大功率。
1.1.2. 2 Fiat三维凸轮机构
Fiat三维凸轮机构见图3,由意大利Fiat公司开发研制。一个带有锥度外廓的凸轮和装有可倾斜导板的挺柱相接触。凸轮轴的轴向移动使得凸轮的不同部分和可倾斜导板相接触,导致气门升程和配气相位发生变化。凸轮轴端部安装一机械式调速器,当凸轮轴转速发生变化时,调速器拖动凸轮轴产生轴向移动,使得气门升程和配气相位同时发生改变。该机构可以在气门升起、回落特性上进行控制。
1.1.3 改变凸轮与气门之间联结的可变配气相位机构
该类机构主要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作用。这类机构机械式的较多,也有液压式的,可以较好地实现可变配气相位的功能。不足之处是大多数机构从动件比较多,气门系存在冲击,有的结构也很复杂。
1.2 无凸轮轴可变配气相位机构
该类机构没有凸轮轴,直接对气门进行控制,其优点是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。直接对气门控制,是比较理想的状况,但该类控制机构操纵时需要消耗较高的能量,如何降低能量消耗是这类机构必须解决的问题。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、电气驱动可变配气相位机构。
1.2.1 电磁驱动可变配气相位机构
这种系统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。但气门的冲击与噪声较大,磨损较快,为了防止线圈过热,需要另外的冷却和润滑。
电磁驱动可变配气相位机构的原理见图4。该机构主要由两个相同的铁芯(共用一个衔铁)、两个相同的弹簧和气门组成。发动机不工作时,激磁线圈1,2均不通电,衔铁处于其行程中间位置,气门处于半开半闭状态。发动机启动时,气门驱动装置初始化,控制系统根据曲轴转角判定气门在这一时刻应有的开闭状态,给线圈1或线圈2通电,电磁力克服弹簧力,将气门开启或关闭。假设气门应开启,则线圈2通电,衔铁与铁芯2之间产生的电磁力克服弹簧力,使气门向下运动直至全开。此后,线圈2继续通小电流,以使气门保持在此开启状态。需要关闭气门时,线圈2断电,衔铁和气门在弹簧力的作用下向上运动,在适当时刻,线圈1通电,衔铁与铁芯1之间产生的电磁力帮助气门继续向上运动,直至关闭。然后,线圈1仍通以小电流使气门保持在关闭状态。需要开启时,线圈1断电,衔铁和气门在弹簧力的作用下向下运动。如此循环往复。
1.2.2 电液驱动可变配气相位机构
电液驱动可变配气相位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,对内燃机气门正时、气门升程和气门运动速度提供了连续的可变控制。气门加速时流体的势能转化为气门的动能,气门减速时气门的动能又转化为流体的势能,在整个过程中能量损失很少。
1.2.2. 1 电液驱动无弹簧可变配气相位机构
这种机构取消了气门的回位弹簧,典型代表是福特公司的电液驱动无弹簧可变配气相位机构,其原理见图5。该机构有高压油源和低压油源各一个,气门顶部装有一个双面作用的液压柱塞,柱塞上部的油腔既可以与高压油源相连通,又可以与低压油源相连通,柱塞下部的油腔一直与高压油源相连通。柱塞上部的承压面积大于柱塞下部的承压面积。当气门开启时,高压螺线阀打开,高压油进入柱塞上部油腔。柱塞上下两承压面的压力差使气门加速向下运动。然后,高压螺线阀关闭,柱塞上部承压面的压力下降,在柱塞减速下行的同时,推动柱塞下腔的高压油回到高压油源,低压油流经低压检测阀进入柱塞上部的油腔。当气门停止向下运动时,低压检测阀关闭,气门保持开启状态。气门关闭过程与气门开启过程类似。低压螺线阀打开,柱塞上腔压力降低至低压油源内的压力,柱塞在上下两承压面压力差的作用下加速上行。然后,低压螺线阀关闭,柱塞上腔压力升高,柱塞减速上行的同时,推动上腔液压油通过高压检测阀回到高压油源。此时,高压、低压螺线阀和高压、低压检测阀都关闭,柱塞上部油腔的压力与低压油源的压力相等,活塞下部油腔的高压油使气门保持关闭状态。
1.2.2. 2 电液驱动单弹簧可变配气相位机构
这种机构气门回位弹簧作为气门复位装置被保留下来。典型代表是Lucas公司的电液驱动单弹簧可变配气相位机构,其原理见图6。该机构由一个常闭两位两通电磁阀、一个常开两位两通电磁阀以及活塞组件组成。
在静止状态下,常闭电磁阀、常开电磁阀均不工作,活塞油腔和排油口相连通,气门在弹簧力作用下保持关闭状态。当气门开启时,常开电磁阀关闭,常闭电磁阀开启,压力油从进油口进入活塞油腔。大直径活塞在压力油作用下首先运动,开启气门。随后小直径活塞相对大直径活塞运动,进一步开启气门。当气门到达最大升程位置时,常闭电磁阀关闭,这时活塞油腔内油量保持不变,油压恒定,活塞位置被油压锁定,气门保持开启状态。当气门关闭时,常闭电磁阀关闭,常开电磁阀开启,活塞油腔内的压力油从排油口排出,在气门弹簧力的作用下,气门关闭。为防止气门落座的冲击,应减小气门落座速度,适当调节常开电磁阀的开度大小,可以控制压力油排出速度,进而控制气门落座速度。
1.2.2. 3 电液驱动双弹簧可变配气相位机构
Benz公司研制的电液驱动双弹簧可变配气相位机构如图7所示。气门与柱塞连接,柱塞上端和下端各有一个油腔。当气门开启时,电磁阀控制液压油进入柱塞上端的油腔,液压油推动柱塞向下运动开启气门,同时开启弹簧复位,关闭弹簧被压缩。当气门到达最大升程位置时,电磁阀关闭,液压油停止进入柱塞上端油腔,气门保持最大升程位置。当气门关闭时,电磁阀控制液压油进入柱塞下端的油腔,液压油推动柱塞向上运动关闭气门,同时关闭弹簧复位,开启弹簧被压缩。气门开启时,开启弹簧的势能转化为柱塞的动能,柱塞的动能又转化为关闭弹簧的势能;气门关闭时,关闭弹簧的势能转化为柱塞的动能,柱塞的动能又转化为开启弹簧的势能。因此,这种电液驱动双弹簧可变配气相位机构能耗很低。各个气缸的气门能独立地开启和关闭,在不需要内燃机满负荷工作时,可以依次关闭一部分气缸或使其怠速运转,而又不让这些气缸冷却下来,既降低了油耗,又降低了排放。
1.2.3 电气驱动可变配气相位机构
电气驱动可变配气相位机构与电液驱动可变配气相位机构的工作原理相似,只不过所用的介质为空气。与液体相比,空气的粘度低,运动惯性小,有利于提高电气驱动可变配气相位机构的响应速度,但空气的可压缩性高,难以精确控制。因此,空气作为传动介质的优越性并不明显。
2 总结与展望
所有可变配气相位机构,只要保留了凸轮,气门的运动特性都毫无例外地受到了凸轮型线的限制。要达到气门正时、气门升程、气门开启持续期以及气门运动速度在各种转速和负荷条件下均可进行柔性调节就必须取消凸轮轴,使气门运动不再受凸轮型线的限制。
无凸轮轴可变配气相位机构由于去掉了凸轮,系统由ECU控制,其气门正时、开启持续期、升程及运动速度可全柔性调节,是到目前为止最有潜力的、自由度最大的可变配气相位机构。由于去掉了凸轮及其一系列从动件,使气门驱动机构大大简化,节约了大量的空间,也减小了驱动凸轮机构的能耗。其中,电磁驱动可变配气相位机构和电液驱动可变配气相位机构将是未来的主要发展方向。
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).
配气相位的直观教学 篇3
实际车辆的运行表明理论配气相位不能满足发动机对进、排气的要求。实际上发动机的转速都很高, 活塞每一行程的时间很短, 例如发动机转速在5600r/min时, 一个行程历时仅为60/ (5600×2) =0.0054s, 这就说明进、排气的过程是多么的短暂, 所以, 为了使发动机进气充足, 排气干净, 在发动机制造时都采用了延长进、排气时间的方法, 即气门的早开迟闭。如图2和图3所示:
由此我们看到, 进气门开启的持续时间由原来的180°曲轴转角延长到α+180°+β曲轴转角, 这就大大的延长了进气门开启的持续时间。排气门的情形是一样的, 排气门开启的持续时间由原来的180。曲轴转角延长到γ+180°+δ曲轴转角。我们把进、排气门的配气相位画到一起, 就得到了发动机的配气相位图 (如图4) :
对于上述配气相位的理解, 学生 (员) 往往感觉很费解, 但它又是那样重要, 以至于我们无法回避, 所以在教学 (培训) 过程中, 可以通过在发动机曲轴带轮或飞轮上直接画出配气相位的方法来突破它。
首先, 我们要找一张白纸剪成圆形, 粘到曲轴带轮或飞轮上。转动曲轴, 使活塞位于进气上止点位置, 并在白纸上描绘出上、下止点的位置, 如图5:
观察进气门的状态, 可以看到此时进气门已经打开。逆时针转动曲轴使进气门逐渐关闭 (此时, 如果曲轴顺时针转动, 进气门会逐渐打开) , 并在图5的正上方标记进气门初始开启的位置如图6:进气门初始开启距上止点的曲轴转角α就是进气提前角。
顺时针转动曲轴, 使进气门开启直至关闭, 在正上方标记进气门关闭的记号, 并用绿色号笔记录曲轴转过的轨迹, 如图7, 进气门关闭距下止点后的曲轴转角就是进气迟后角。
我们看到, 进气门实际开启的时间不是180°曲轴转角, 而是α+180°+β曲轴转角, 这就是进气门的配气相位。用同样的方法, 可以在图7上再画出排气门的配气相位图, 就会得到和图4一样的发动机配气相位图。同样会发现, 排气门实际开启的时间不是180°曲轴转角, 而是γ+180°+δ曲轴转角, 这就是排气门的配气相位。
我们可以得到如下结论:
1) 气门确实是早开迟闭的, α叫进气提前角, β叫进气迟后角, 同样, γ叫排气提前角, 而δ叫排气迟后角。
2) 在排气上止点时, 由于排气迟后, 排气门还未关闭, 由于进气提前, 进气门已经打开, 即进、排气门在这一时段同时打开, 就是所谓气门重叠 (在图4中α+δ的位置) 。
通过实际操作, 可以让学生 (员) 理解什么是发动机的配气相位, 发动机的配气相位是什么状况, 便于很好的学习发动机配气机构的工作过程。当然, 发动机的配气相位应该随发动机的转速和负荷而变化, 以适应发动机在不同工况下的配气要求, 现代发动机上装配的可变的气门升程和配气系统正解决了这一要求。
摘要：配气相位 (也叫配气定时) 是发动机教学中的一个难点问题, 本文通过直观的教学手段很好的突破了这一难点, 即利用在发动机曲轴带轮或飞轮上绘制配气相位的方法, 让学生 (员) 掌握配气相位的内容。
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
可变配气相位 篇5
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
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[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
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[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
可变配气相位 篇6
配气相位直接影响着发动机的进、排气性能,对发动机的动力性、经济性及排气污染都有重要的影响。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(可燃混合气),并使排气阻力最小,废气残留量最少[1,2]。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。
要确定一台发动机的配气相位是比较复杂的。使用仿真软件模拟分析对柴油机的工作过程进行计算,可以对配气相位做出定量的分析,然后再在试验台中给予检验,以减少试验的工作量。本文利用AVL-BOOST软件进行配气机构优化设计的模拟计算,并对原型发动机的配气相位进行优化。
1 计算模型
本文研究是基于某缸径为100 mm的增压中冷柴油机,按照发动机的结构形式建立以下模型:
图1中:SB1,SB2为系统边界;TC1为废气涡轮增压器:CO1 为中间冷却器;PL1,PL2,PL3为稳压箱:C1, C2, C3, C4为气缸:MP1, MP2, MP3, MP4, MP5, MP6, MP7,MP8, MP9, MP10, MP11, MP12, MP13为测量点;CL1为滤清器;1,2,…,13为管段。
2 计算参数
计算参数包括结构参数和热力学参数(初始条件、边界条件),结构参数根据图纸实际值输入。缸盖温度、活塞头部温度、气缸壁温度等热力参数根据经验公式得出。本课题放热率计算采用在车用柴油机上应用广泛的单Vibe燃烧放热模型,传热模型选用的是Woschni 1978模型[3]。
3 模型校验
应用数值仿真技术辅助内燃机设计,关键在于其预测能力也即模型的可靠性。本文进行了总功率实验,通过实验和计算结果的对比,来验证上面用AVL BOOST软件所建立的模型。
利用BOOST软件对发动机模拟计算得出功率、扭矩曲线如图2所示。
由图2和图3可知:模拟计算出的扭矩和功率数值与试验数据结果能较好的吻合,与试验数据虽有一定偏差,但最大相对误差不超过4%,误差在允许的范围内,满足模拟计算的要求。说明该计算模型与实际情况基本相符,以其作为基础进行的性能计算与分析具有可靠性。
4 计算结果与分析
发动机的进气晚关角对发动机的充气效率具有非常重要的作用,转速越高,由于进气时间相对变小,所以进气效率有所降低;而低转速下由于倒流也会影响发动机的充气效率;发动机的转速越高,充气效率曲线就变得越平缓。这是因为转速越高其进气时间相对就越短,充气效率与凸轮转角的变化率也就变得趋于平缓。
排气提前角的选择与排气过程中缸内压力曲线的形状有关,这会影响自由排气损失和强制排气损失的分配。排气提前角越大,排气门开启越早,自由排气损失就越大,但此时缸内压力在下止点前已降得足够低,所以强制排气损失减小;反之,排气提前角减小,强制排气损失会增加,而自由排气损失则会减小。一般转速越高,最佳排气提前角也应当越大。
4.1 保持柴油机配气持续期不变的优化
图4横坐标表示:保持进气持续期不变,通过改变进气晚关角从而改变实现进气持续期的前、后移。
由图4曲线可知随着转速的升高,发动机的最佳配气相位有后移的趋势。即随着转速的增加,如果保持凸轮型线不变,进气持续期不变的话,进气晚关角应随转速增加而增加;此外由于转速的增加,虽然进气持续期相同,但由于转速的变化,导致高转速下发动机的进气时间小于低转速情况下的时间,所以高转速下的充气效率小于低转速下的充气效率;充气效率达到最大的转速,如图4所示为2 400 r/min时充气效率最大,达到0.89,因为当发动机的转速太低时,容易产生倒流;发动机处于低转速时,尤其在怠速阶段,缸内涡流强度减弱导致速度不足。推迟进气门开启时间,直至活塞具有较高的向下运行速度,可以提高进气速度、加强进气涡流、提高燃烧速率、获得较高的循环热效率。
通过改变排气门关闭时间,可以代替外部EGR。在上止点前提前关闭排气门,能使一部分废气残留在气缸内;另一方面,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,废气倒吸的质量越多,改变排气门关闭正时,就可以控制气缸内残余废气系数,实现内部EGR。当然,由于进气门正时的改变,会直接影响进入气缸内新鲜混合气的质量,间接地影响缸内残余废气系数。
如图5所示随着发动机转速的增加发动机的排温相应的增加,此外在排气早开角有一比较优化的配气相位,在此配气相位区域,发动机的排温较小。
4.2 保持柴油机配气持续期改变的优化
固定配气相位发动机的气门正时是高速与低速下的一种折衷,往往导致高速和低速下发动机性能恶化。优化气门正时可以提高充气效率。当发动机高转速时,推迟进气门关闭可以充分利用进气充气的惯性增压效应;低转速时,进气充气惯性增压效应消失,为保证最大有效压缩比,不再推迟进气关闭。这样可以使发动机转矩曲线更平缓。
图6所示,在额定转速3 200 r/min时,在进气晚关角前10℃A即进气晚关角(下止点后)为385 ℃A时,充气效率最大为0.82;对比图6和图4我们可以看出在相对于原配气相位整体后移5 ℃A,并且进气晚关角相对于原进气晚关角提前5 ℃A,即将进气门晚关角由原来的48 ℃A优化为43 ℃A,相应地因为持续期改变,所以进气门早开角也要相应地加大10 ℃A,即进气早开角优化为22 ℃A。
由图7可以看出随着转速的增加,最低排气温度对应的排气早开角有左移的趋势,即排气早开角(下止点前)增大;在转速1 200 r/min时,排气温度较2 400 r/min还大,除此发动机随着转速的增加排气温度整体增加。这是因为在较低转速的情况下,如怠速情况下发动机为了保证怠速稳定需多喷油,在一定程度上导致燃烧恶化,排气温度较高;由于转速增加排气时间相对减小,转速越高排气温度曲线也越平缓。
5 结论
针对某直喷式柴油机的配气正时,运用AVL BOOST软件对其配气相位进行设计与优化分析。主要得到以下结论:
(1)在进气持续期不变的情况下,随着转速的增加,发动机的充气效率减小;并且最佳的持续期有后移的趋势,在3 200 r/min转速下,保持进气持续期不变,最佳进气晚关角在相对原来的进气晚关角提前10℃A;在排气持续期不变的情况下,在原有的排气早开角下,发动机具有较好的性能;
(2)改变排气持续期,发动机在排气早开角60 ℃A时最优;
(3)综合持续期改变和持续期不变的情况,并在额定功率转速下验证,得出发动机的最佳配气相位为进气门提前角22 ℃A;进气门迟闭角43 ℃A;排气门提前角60 ℃A;排气门迟闭角18 ℃A。
摘要：针对某四缸直喷式增压中冷柴油机,运用AVL BOOST软件,建立了柴油机工作过程模型。通过模拟计算,对性能曲线进行了比较和分析。得出在不同转速下,不同配气相位对柴油机功率、排温及油耗的影响规律,确定了柴油机最佳配气相位。
关键词：直喷式柴油机,AVL BOOST软件,模拟计算,最佳配气相位
参考文献
[1]杨连生.内燃机设计.北京:中国农业机械出版社.1981
[2]涂南明,彭友德,李芳.柴油机配气相位的优化设计.汽车科技,2007,(1):35—37
可变配气相位 篇7
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
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