可变气门（通用7篇）
可变气门 篇1
0前言
传统发动机气门由凸轮驱动,气门正时与升程等气门参数固定不变,难以在全工况范围保证发动机性能与排放要求。可变气门技术根据发动机运行工况的改变,实时调节气门升程或正时,改善发动机的性能。
柴油机燃烧过程中有害排放物的生成都必须满足一定的混合气温度和当量比条件,只要合理控制混合气燃烧过程中的温度和当量比,就可以有效降低有害 排放物 [1]。Daisuke Kawano和HisakazuSuzuki[2] 等人设计了进气门晚关机构,在单缸柴油机上进行了试验。结果表明,同时使用EGR和进气门晚关技术,混合气温度着火推迟,滞燃期增长,油气混合更加均匀,有利于减少碳烟排放。另外,EGR量增加降低了燃烧温度,NOx排放减少。为了进一步探索进气门晚关对降低碳烟和NOx排放的机理,Yutaka Murata和Jin Kusaka[3]等人在同样的发动机上利用模拟增压,结合EGR和进气门晚关进行试验,并建立KIVA3D模型,研究降低碳烟和NOx的机理。结果表明,进气门晚关增加了油气混合时间,着火时混合气当量比下降到2.5以下,燃烧过程中的局部浓区几乎没有,所以碳烟排放明显下降;燃烧过程中超过2 100 K的高温区极少,所以有效控制了NOx的生成。
可变气门技术可以实现可变有效压缩比,改变混合气的密度和压力,控制混合气的燃烧过程,有效降低NOx和碳烟排放。另外,有效压缩比减小同时膨胀比不变,实现米勒循环,保证发动机热效率 [4]。
近年来,国内外各高校和科研机构的发动机工作者对各种可变气门驱动技术做了很多的科研工作。清华大学赵雨东教授对电磁气门驱动(EVA)进行了深入研究[5,6]。武汉理工大学陈勤学和吉林大学刘发发对无凸轮、液压直接驱动气门的可变气门机构作了试验研究[7,8]。为实现某柴油机气门升程与正时可变,我们基于前人的研究经验,设计一套电磁阀控制、液压驱动的可变气门系统。
1 可变气门系统设计
1.1 可变气门系统结构设计
可变气门驱动机构设计需满足以下要求:
a. 气门正时与升程灵活可变。
b. 结构简单,可靠性好。
c. 便于在发动机上安装。
根据以上要求,结合试验柴油机缸盖结构特点设计了可变气门驱动机构,见图1。该气门驱动机构在发动机凸轮与气门之间加入一套液压机构,液压机构的驱动活塞可以在高压油的驱动下发生位移,从而改变气门升程。驱动活塞的最大位移受到压紧螺母的限制。
1.2可变气门系统原理
图2所示为电控液压可变气门系统原理图。该系统由液压系统、气门驱动机构和控制系统三部分组成。液压系统为气门驱动机构提供动力;气门驱动机构控制气门开启与关闭,并在控制系统的作用下调节气门升程和启闭相位;控制系统根据发动机运行工况控制电磁阀的打开与关闭。
电控液压可变液压系统工作分为两种模式。第一种模式电磁阀始终关闭,液压油不进入驱动活塞与液压缸形成的液压腔,驱动活塞上端面紧贴液压缸体,气门受到凸轮的驱动,气门升程与正时均由凸轮决定。另一种模式电磁阀在电控单元的控制下打开与关闭,控制液压油按要求进入和流出液压腔,气门升程与正时改变。
2 可变气门系统仿真模型构建
为了研究可变气门系统各个参数对气门的运动规律的影响,将系统模块化处理,根据各个模块的物理意义建立计算方程[9,10,11,12]。
2.1 系统油孔流量方程
系统中电磁阀的油口以及液压缸体的进油孔和外壳的油孔均按照短孔处理,其计算公式如下:
式中,Q表示流过小孔的流量,C v 表示小孔的流量系数,A v 为小孔流通截面积,Δp表示孔两侧压差, ρ表示液压油密度。
2.2 液压缸油液连续性方程
液压缸体与驱动活塞所封闭的液压腔当作集中容积处理。集中容积的压力变化由液压腔容积的变化、流入流出液压腔液压油流量及液压油可压缩性三个因素引起。根据流体连续性方程有:
式中,Qin,Qout,Q xiel分别表示流入流出液压腔和泄露的流量,V表示液压腔体积, β表示液压油可压缩系数,p表示液压腔内压力,t表示时间,A表示活塞截面积,x表示活塞位移。
2.3 气门运动方程
气门在凸轮和液压缸双重驱动下运动,其运动方程如下:
式中,p为液压缸内压力,A为液压活塞截面积,m为气门和活塞总质量,c为速度阻尼系数,k为气门弹簧刚度,x 0 为气门弹簧预压缩量。
根据各模块的计算方程,利用MATLAB软件的Simulink工具建立仿真模型。模型主要包括六大子模块、若干用来显示各处计算数据的示波器,见图3。
3 可变气门系统参数研究
在Simulink仿真模型的基础上,研究可变气门系统参数对气门附加升程的影响。
3.1 驱动活塞直径对附加升程的影响
图4为驱动活塞直径d p对气门升程的影响,由图可以看出,驱动活塞直径的大小同时对气门附加升程开启与关闭过程都有较大的影响。图5为不同驱动活塞对气门附加升程开启和关闭耗时的影响,驱动活塞增大,附加升程开启与关闭的耗时都持续增加。因为驱动活塞增大后,附加升程全开时液压腔的容积越大,进油过程和卸油过程都需要更多的时间。
在设计驱动活塞直径时,除了考虑附加升程开启与关闭速度外,还要考虑试验柴油机空间大小,驱动活塞直径越大,机构体积变大,安装不便。
3.2 进油孔直径对附加升程的影响
由于液压油路中存在局部节流损失和沿程损失,所以液压腔与蓄能器之间存在一定的压力差。在附加升程开启阶段,液压腔压力越大,说明压力损失越小;在附加升程关闭阶段,液压腔压力越小,液压油流动阻力越小,卸油越流畅。
气门驱动机构的进油孔孔径d很小,在液压油流经进油孔时有明显的节流损失,会对进油和卸油过程造成明显影响,从而影响附加升程的响应。图6和图7分别是不同进油孔直径d对附加升程开启阶段和关闭阶段液压腔压力的影响。从图中可以看出,随着进油孔直径d不断增大,进油阶段液压腔压力增大,而卸油阶段的液压腔压力减小,说明进油孔直径d增大,液压油流经进油孔的压力损失减小。图8为进油孔直径对附加升程开启和关闭耗时的影响,随着进油孔直径d的增大,附加升程开启和关闭耗时都减小,当进油孔直径d超过1.0 mm后,耗时不变化。
3.3 气门弹簧刚度对附加升程的影响
气门弹簧力是气门关闭过程中的动力来源,气门弹簧刚度的改变会直接影响到气门弹簧力的大小。定义可变气门系统的气门弹簧刚度k 1 与原机气门弹簧刚度k 0 的比值为n,图9为弹簧刚度比值n对气门升程的影响,图10为弹簧刚度比值n对气门附加升程开启耗时和关闭耗时的影响。从图9、图10都可以看出,在附加升程开启阶段,随弹簧刚度增大,附加升程开启耗时略有增加。在附加升程的关闭过程中,弹簧刚度越大,相同压缩量的弹簧力越大,卸油动力越大,所以气门附加升程关闭耗时越小,所以增加气门弹簧刚度有利于增加气门附加升程关闭响应。
3.4 气门弹簧预紧力对附加升程的影响
改变气门弹簧预紧力也是改变气门弹簧力的一种方式,弹簧预压缩量x0 越大,预紧力就越大,相同气门位移的弹簧力越大。图11为不同气门弹簧预压缩量x 0 对气门升程的影响,图12为不同气门弹簧预压缩量x0 对气门附加升程的开启和关闭耗时的影响。由图可知,气门弹簧预紧力对气门运动规律的影响与气门弹簧刚度的影响类似,增加预紧力稍微减缓了附加升程的开启速度,而明显加快了附加升程的关闭速度,附加升程关闭耗时减少。但随着预紧力增加到一定程度后关闭耗时减小不明显。
3.5 供油压力对附加升程的影响
液压腔内的压力是气门附加升程的动力,而液压腔压力的来源则是供油压力。图13是不同供油压力对气门附加升程开启和关闭耗时的影响。由图可见,供油压力只对附加升程的开启产生影响,供油压力增大,开启附加升程的动力增加,附加升程开启速度增加,耗时减小。但是供油压力继续增加7 MPa后,附加升程开启耗时不再明显减小。附加升程关闭的动力来源于气门弹簧力,与供油压力无关,所以供油压力的变化对附加升程关闭耗时没有直接关系。
4 结论
我们根据试验发动机的特点,设计了一套电磁阀控制 液压驱动 的可变气 门系统。 利用MATLAB/Simulink软件构建了可变气门系统仿真模型,研究了可变气门系统主要结构参数对气门运动规律的影响,得到了以下结论:
a. 驱动活塞直径越小,气门附加升程开启与关闭耗时均减小。
b. 进油孔处压力损失较大,影响气门附加升程的开启与关闭响应,增大进油孔直径有利于减小压力损失,附加升程开启与关闭耗时都减小。当进油孔增加到1 mm后,附加升程开启与关闭耗时趋于稳定。
c. 气门弹簧力是液压腔卸油的动力,增加气门弹簧刚度和预紧力均可促进卸油过程,减小附加升程关闭耗时。
d. 供油压力增加有利于进油,压力增大,气门附加升程开启速度加快,开启耗时减小。当供油压力增大到7 MPa,附加升程开启耗时趋于不变。
可变气门 篇2
1. 连续可变气门正时系统的作用
VVT-i系统可根据发动机的状态控制进气凸轮轴, 通过调整凸轮轴转角对配气时机进行优化, 以获得最佳的配气正时, 从而在所有转速范围内提高扭矩, 并能大大改善燃油经济性, 有效提高汽车的功率与性能, 减少油耗和废气排放。
配备该技术的发动机比其它发动机拥有更大的功率和扭力, 油耗却有所降低, 此外动力曲线十分平滑顺畅, 无明显的动力弱区, 表现在车辆运行中, 从起步到高速的整个加速阶段都十分平顺有力, 呈线性递增, 易驾程度很高。
2. 连续可变气门正时系统的结构
VVT-i系统由传感器、电控单元 (ECM) 、凸轮轴正时油压控制阀和执行器等组成, 如图1所示。
(1) 传感器:包括凸轮轴位置传感器、曲轴位置传感器、节气门位置传感器等。
(2) 凸轮轴正时控制阀:凸轮轴正时控制阀是一个电子控制阀, 装于发动机侧面。当发动机在怠速或低速低负荷时, 凸轮轴正时控制阀使进气凸轮正时处于延迟位置, 以保证发动机稳定的工作状态;当发动机在中低速高负荷时, 进气凸轮处于提前位置, 以增加扭矩输出;当发动机在高速低负荷时, 进气凸轮正时处于延迟位置, 以利于高速运转;当发动机温度较低时, 进气凸轮正时处于延迟位置, 以稳定怠速, 降低油耗。
(3) VVT-i系统执行器:执行器装在进气凸轮轴前端, 其结构如图2所示。叶片与进气凸轮轴固定在一起。外壳内, 因油压的作用, 叶片可在一定角度内前后位移, 带动进气凸轮轴一起旋转, 达到进气门正时的连续变化;另外, 锁定销右侧有油压送入时, 柱塞克服弹簧力向左移, 与链轮盘分离, 故叶片可在执行器内左右移动;但无油压进入时, 柱塞弹出, 叶片与链轮盘及外壳等联结成—体转动。
(4) 电控单元:如图3所示, ECM接收各传感器的信号, 经修正及气门正时实际值的回馈, 确立气门正时目标值, 以占空比的方式控制凸轮轴正时油压控制阀, 改变油压方向或油比的进出, 达到使进气门正时提前、延后或固定的目的。
3. 连续可变气门正时系统的工作过程
(1) 进气门正时提前时:ECM送出“ON”时间较长的占空比信号给凸轮轴正时油压电磁阀, 柱塞阀移至最左侧, 此时左油道与机油压力相通, 右油道为回油道, 故机油压力将叶片向凸轮轴旋转方向推动, 使进气凸轮轴向前转一个角度, 进气门提前开启, 进、排气门重叠开启角度最大, 如图4所示。
(2) 进气门正时固定时:ECM送出“ON”时间一定的占空比信号给凸轮轴正时油压电磁阀, 柱塞阀保持在中间, 堵住左、右油道, 此时不进油也不回油, 叶片保持在活动范围的中间, 故进气门开启提前角较小, 如图5所示。
(3) 进气门正时延迟时:ECM送出“ON”时间较短的占空比信号给凸轮轴正时油压电磁阀, 柱塞阀移至最右侧, 此时左油道回油, 右油道与机油压力相通, 故机油压力将叶片逆凸轮轴旋转方向推动, 故进气门开启提前角最小, 如图6所示。
4. 连续可变气门正时系统的检修
(1) 使用汽车解码器读取发动机故障码。
(2) 检查气门正时, 如发现异常应修理气门正时。
(3) 在发动机暖机后, 使用汽车解码器的动态测试功能操作油压控制阀 (OCV) , 当OCV阀为“OFF”时, 发动机转速应正常;当OCV阀为“ON”时, 发动机怠速应不稳定甚至熄火。如果有异常, 则进行下一步。
(4) 调取ECU插头中OCV+与OCV-两端子的输出波形, 与标准波形进行对比, 如果波形正常, 应检查或更换ECU;如果波形异常, 则进行下一步。
(5) 检查凸轮轴正时齿轮总成, 如果凸轮轴正时齿轮总成异常, 应进行更换;如果凸轮轴正时齿轮总成正常, 则进行下一步。
(6) 检查OCV阀总成, 如果发现异常, 应进行更换;如果OCV阀正常, 则进行下一步。
(7) 拆下发电机, 检查机油控制阀滤清器, 如发现异常应进行更换。
一种新型的电驱可变气门正时系统 篇3
为改善发动机燃油经济性、减少排放污染和提高动力性能,越来越多的汽车发动机采用可变气门正时系统 ( 通常简称VVT) 。当前普遍使用的VVT系统,依靠发动机自带的机油泵产生的高压润滑油驱动其工作,存在如下缺陷: 第一,发动机起动前机油泵不工作,没有机油压力,因而在发动机起动时,气门正时不能迅速的被驱动到目标位置,引起发动机异响和振动,并产生较大的排放污染物; 第二,当发动机应用一些新技术时 ( 例如起停技术,Atkinson循环技术) ,希望在发动机起动前能将气门相位调整到要求的位置或需要更大的调节角度。但现有液压驱动的VVT系统不能较好的满足上述要求; 第三,液压驱动的VVT系统受机油压力波动的影响,难以精确控制气门正时,且响应时间较长; 第四,液压驱动的VVT系统的调相器体积和质量都较大。体积大对布置空间要求大; 调相器质量大,使转动惯量大,在发动机的转速变化时,会增加正时驱动皮带或链条的载荷,导致驱动皮带或链条寿命缩短甚至损坏。第五,在发动机运转而VVT系统调相器不调相时,机油泵仍然被发动机驱动供应较大的润滑油量,而大部分供油量被泄压阀释放掉,产生较大的能耗浪费。
电驱的VVT系统的驱动电源来自车载电池,根据需要在发动机起动前就可以调整正时,其良好的性能表现已逐渐得到重视。全球许多公司正在对其进行研究开发之中,目前仅Denso Corporation开发出电驱VVT系统〔1〕,并将产品推了向市场。
本文介绍了一种新型的电驱可变气门正时系统( 以下简称E - VVT) ,并通过CAE对该系统的关键数据进行了分析〔2〕。
1 E - VVT 结构布置和工作原理
图1展示了E - VVT系统组成,包含凸轮轴1、扭簧2、内滑套3、外滑套4、卡簧5、驱动轴6、执行电机总成7、驱动轮8。
图2为E - VVT系统装示意图。驱动轮8通过螺栓与驱动轴6连接,曲轴通过正时链条 ( 或齿带) 带动驱动轮8转动 ( 图中未示出) ,从而带动驱动轴6转动,驱动轴6的螺旋齿与内滑套3的一组螺旋滑槽配合,驱动轴6的转动带动与之配合的内滑套3的转动。内滑套3的另一组反向螺旋滑槽与凸轮轴1的螺旋齿相配合。内滑套3的转动则带动凸轮轴1转动,从而驱动气门运动。扭簧2的一端插入驱动轴6端面的扭簧固定孔内,另一端则插入凸轮轴1端面的扭簧固定孔内,将来自驱动轴6的扭矩直接传递给凸轮轴1,减少内滑套3的螺旋槽与驱动轴6和凸轮轴1的螺旋齿的啮合力,便于内滑套3轴向移动。外滑套4一端设计有径向凸缘,另一端设计有卡簧槽,当内滑套3装入外滑套4后,用卡簧5将内滑套3限制在外滑套4内。这样内滑套3可相对外滑套4转动,轴向却一同移动。外滑套4外壁上设计有环形齿,可被执行电机总成7驱动杆上的驱动齿轮沿轴向驱动。驱动轴6和内滑套3上还设计有与缸盖油道相通的油孔,通过油孔将润滑油输送到各配合面。图3显示了E - VVT系统在某发动机气缸盖上的应用布置。凸轮轴1和驱动轴6的轴向被固定在缸盖上,仅可以绕轴转动,不能轴向移动。
E - VVT相位调节原理: 图4为E - VVT相位调节示意图。当发动机需要调整气门正时时,发动机ECU控制执行电机总成7驱动外滑套4沿轴向移动,由于外滑套4与内滑套3轴向被锁定。因此外滑套4轴向移动时带动内滑套3沿轴向移动。内滑套3内壁上均匀分布有与凸轮轴1螺旋齿和驱动轴6螺旋齿相互配合的两组螺旋滑槽,滑槽的螺旋角度和螺旋方向,分别与凸轮轴1的螺旋齿和驱动轴6的螺旋齿相同。由于凸轮轴1的螺旋齿和驱动轴6的螺旋齿方向相反,内滑套3的两组螺旋滑槽螺旋方向也相反。相邻两个滑槽间形成三角形的楔块,如图4虚线所示。当内滑套3被驱动沿轴向移动时,三角形的楔块两侧面将推动与之接触的螺旋齿,使滑槽内的两组螺旋齿之间的周向间距发生改变,即带动凸轮轴1的螺旋齿和驱动轴6的螺旋齿绕轴发生相对转动,从而改变凸轮轴1相对驱动轴6的相位角度。
2 CAE 分析
2. 1 模型布置分析
针对某4缸发动机气缸盖应用布置E - VVT系统,建立CAE模型,如图3所示,进行空间检查。结果显示,虽然缸盖第一凸轮轴座外移,但是凸轮轴座外移凸出部分被容纳在驱动轮8碗腔内,整个凸轮轴系统的 长度比使 用液压VVT系统减小16mm,使得发动机轴向尺寸更紧凑。
2. 2 动态分析
2. 2. 1 计算输入条件
条件1: 凸轮轴的扭矩参考该发动机凸轮轴1500rpm时的扭矩 ( 相当于发动机3000rpm) ,如图5所示:
这里说明: 凸轮轴的扭矩随发动机的转速变化较小,因此计算采用该转速的扭矩具有代表性。
条件2: 执行电机采用直流电机,转速调节按图6控制,分别计算最高调节转速2500rpm时,0. 2秒内完成从最大到最小相位调节,以及最高调节转速5000rpm,0. 1秒完成从最大到最小相位调节 ( 调节速度加快1倍) :
条件3: 快速调节时,运动的零件将产生惯性力,零件的密度按钢7. 8×10- 9吨/mm3( 7. 8吨/m3) 设定〔3〕;
条件4: 考虑零件旋转、滑动将产生摩擦力,依据钢材零件的润滑条件,设定静摩擦系数为0. 11,动摩擦系数为0. 07〔3〕;
2. 2. 2 动态分析结果
动态分析结果显示: 执行电机消耗的最大功率仅约32瓦,相对该发动机额定功率160多千瓦,其消耗的功率极小; 调节的相位角度为40度,即从 - 20度至 + 20度,根据需要,可以设计更大的相位调节角度; 完成40度相位调节的时间最快0. 1秒,而一般液压驱动的VVT系统其调节速度为0. 25秒左右,因此,E - VVT系统的响应速度较快。其他的计算结果都在可接受的范围内。具体结果和结论如下:
1) 驱动轴6对气缸盖的轴向作用力如图7所示,在 + 225与 - 280N间波动 ( 力的平均值较小) 。调节速度加快1倍时,作用力的最大和最小值基本不变化。
2 ) 执行电动机扭矩如图8所示,调节速度加快1倍,则扭矩最 大值为从30N. mm增加到123N. mm,增加约4倍。该扭矩较小,一般执行电机可以达到。
3 ) 执行电动机功率如图9所示,调节速度加快1倍,则功率最大值为从4w增大到32w,功率消耗很小。
4) 凸轮轴1和驱动轴6的之间的相位变化如图10所示,调节相位的范围都为 - 20deg至 +20deg,从 - 20deg调节到 + 20deg,调节速度加快1倍时,调节时间从0. 2秒加快到0. 1秒。
5 ) 外滑套4位移变化如图11所示,都在10mm至10mm之间波动,调节速度加快1倍,外滑套4移动速度加快1倍。
6) 凸轮轴1所受轴向作用力如图13所示,在- 250N至330N间波动。调节速度加快1倍,作用力的最大值和最小值基本不变。
3 总结
可变气门 篇4
四行程发动机工作中的“排气”和“进气”阶段被称为换气过程, 在高速发动机中, 每一个换气过程所占的时间是很短暂的仅千分之几秒, 在这么短的时间里面, 完成将燃烧后的废气排出, 吸入新鲜的混和气, 从而使得发动机功率扭矩按照工况的要求输出, 减少燃油消耗量, 降低尾气的排放量。下面就四气门发动机低速和大负荷两个工况进行分析:
发动机处于低速小负荷状态, 要求可燃混和气混合均匀, 较稀薄气体, 燃烧平稳, 稳定怠速, 降低油耗。此时的配气相位应采用较小的气门重叠角和较小的气门升程。
发动机处于低速大负荷状态, 使进气门打开时间提前, 增加气门叠开角, 在转速较低的状态下, 提高发动机的进气量, 以获得更大的扭矩。
发动机处于高速状态, 要求尽可能利用进气流体的惯性, 提高充气系数, 满足发动机的动力需求, 此时的配气相位应采用最大的气门升程和最大的进气迟闭角
从上述分析看出, 发动机在低速工况追求的是运行平稳, 燃油经济性好;在大负荷和高速工况则追求是发动机的动力性, 发动机的燃油经济性和动力性间本身就存在着矛盾, 因此它们对配气相位有着截然不同的要求。进而在发动机低速和高速各转速间各工况下, 进气门从开启到关闭的持续期必然有一个最佳的配气相位来充分发挥发动机的工作效能。
2 可变气门正时系统可有效提升发动机适应各工况的能力
一个传统发动机的气门正时系统是一种配气相位, 气门的开启和关闭是一成不变的, 这种配气正时只能适应一种发动机工况, 通常将其设定为适合发动机高速运行工况状态, 这样的配气相位在发动机怠速工况下, 产生燃烧不稳定, 怠速较高, 尾气排放等问题。可变气门正时系统通过传感器将发动机的运行工况传递给E-CU, 由ECU结合其他传感器传递的参数, 计算出适合该工况的气门开启时间和开启大小, 通过执行器完成改变配气相位的操作控制。
3 本田i-VTEC可变正时系统故障征兆分析及检修
本田i-VTEC系统包含VTC和VTEC两个装置组成, VTC完成动作一, 既是将进气凸轮轴相对于排气凸轮轴旋转一定的角度, 改变开启的时刻及气门叠开角, VTEC完成工作二, 既是将进气凸轮轴上的低速凸轮与高速凸轮进行转换使用, 不仅改变了开启的时刻及气门叠开角还改变了持续时间和开启的大小。。发动机ECU接受传感器传递来的信息, 计算出实际工作情况和目标工作情况, 通过控制VTC机油控制电磁阀驱动VTC执行器, 通过控制VTEC电磁阀驱动VTEC摇臂。
若VTC因某种原因不工作了, VTC执行器没有得到油压或者压力不足, 由气门弹簧的力推动, 被锁销锁定, 固定在点火延迟角位置, 适合于怠速和起动工况。随着节气门开度的加大, 发动机转速提高由于VTC不参与工作, 发动机提速较慢, 当转速上升到VTEC工作阶段, VTEC系统将低速凸轮转变成高速凸轮工作, 发动机转速突越性的提高。在高速区没有可变的气门叠开角且处于最小位置, 发动机温度高, 氮氧化合物排放量增加, 发动机最大转矩无法实现。VTC系统发生故障的征兆是低速性能良好, 低速区提速较慢, 低速区和高速区间转换过渡不平缓, 车辆打冲, 车辆最高转速无法实现。检修时, 根据上诉分析的故障征兆结合故障代码及其他状况的检查, 判断故障点, 进而进行维修, 其中一个最有效的测试方法是将与VTC机油控制电磁阀的线束拔下, 起动车辆, 此时的VTC配气相位进气延迟角最大, 最适合起步和怠速工况, 发动机应工作平稳, 此时将VTC机油控制电磁阀的线束通电, 人为控制VTC执行装置, 若发动机开始怠速工作变化且不平稳, 说明VTC执行部分基本上没有问题, 故障可能在传感器上, 若发动机怠速没有变化, 可能是VTC执行部分有故障, 这样可以做到心中有数。其检测排故方法如下第一, 使用解码仪读取故障代码, 与VTC相关的故障代码有P0010、P0011、P0340、P0341、P0344。其中P0010、P0011与VTC执行装置故障有关, P0340、P0341、P0344与VTC相应传感器 (相位判断) 有关, 结合测试方法进一步明确故障点。第二, 检查发动机机油量和机油品质, 如果量少或是机油品质差, 很可能导致机油压力低无法推动VTC执行器或是机油里面的杂质阻塞了VTC滤网, 执行器得不到机油压力, 也无法工作。第三, 起动发动机, 检查机油压力报警灯是否点亮, 若点亮如果机油压低, VTC执行器无法工作, 需检查机油泵, 滤清等润滑系部件, 排除机油压力报警灯亮的问题。第四, 结合故障代码如果P0010、P0011对VTC滤网和VTC机油控制电磁阀进行清洗, 通电判断VTC机油控制电磁阀工作情况, 如果不正常进行更换, 结合P0340、P0341、P0344故障代码在进行测试和清码排除间歇故障后, 先检查CMP和CKP传感器的线束连接的情况;传感器有无污损, 进行清洗防止电磁干扰;检测传感器阻值, 发现与标准数值超差过大, 应更换。修理完毕以后使用解码仪将PCM复位、CKP模式清除、执行PCM怠速学习、执行CKP模式学习, 后以30-60km/h之间的某一恒定车速进行10分钟试车。最后检查读故障代码是否被清除, 完成检修。
若VTEC因某种原因无法转换高速和低速凸轮, VTEC系统发生故障的征兆是如果VTEC在发动机低速状态下工作, 发动机在低速区工作良好, 在高速区因进气量不足而无力, 最高转速在3000转附近。如果VTEC在发动机高速状态下工作, 发动机在低速区由于气门升程大, 发动机怠速燃烧不稳定工作粗暴, 燃油消耗增加。发动机在高速区工作良好。检修时, 根据上诉分析的故障征兆结合故障代码及其他状况的检查, 判断故障点, 进而进行维修。第一, 使用解码仪读取故障代码, 与VTEC相关的故障代码有P2648和P2649, 这两个故障代码和VTEC电磁阀有关。第二步和第三步和VTC故障检修方法一样, 第四步, 如果有故障代码, 检查和测试VTEC电磁阀本身的连接电路, 更换损坏部件, 在进行PCM复位、执行PCM怠速学习、试车。如果没有故障代码, 检查摇臂机械部分, 没有加压的时候, 三个摇臂能独立运动, 加上压缩空气后能将三个摇臂能连锁, 泄压能自动脱离, 若达不到检测的结果, 应对摇臂总成中同步活塞进行检查更换。
总结
发动机可变气门正时系统发生故障 (即无法按照发动机实际工况适时调整最佳配气相位) 的检修中, 抓住故障征兆的特点进行分析给出初步的判断, 并在此基础上使用电脑解码设备和对应的检测方法缩小范围加以确认, 再对疑似故障点根据实际情况进行清洗或替换, 通过故障征兆缜密分析, 故障点的准确判断, 检修过程中的小心细致, 完成故障的检修排除。
参考文献
[1]可变气门正时系统结构原理与维修.屠卫星江苏科学技术出版社2008.
[2]汽车发动机电控系统原理与维修.张吉国.王洪章.北京大学出版社2008.
可变气门 篇5
关键词：马勒,CamInCam
使用可变气门正时系统, 现代点燃式发动机可以获得更高的功率和转矩, 同时减少燃料消耗和排放, 这种系统在以前只有特定的发动机才能实现。马勒现在开发了一种全新的凸轮轴嵌套式可变正时系统, 能够满足所有发动机的设计要求。
到目前为止, 可变正时系统只有在配置独立控制的双顶置式凸轮轴的发动机上拥有上述的优势, 而不是单凸轮轴发动机。而且, 因为其紧凑的设计, 单凸轮轴发动机 (OHV气门顶置式和S O H C单凸轮轴顶置式) 具有显著的成本优势。因此, 我们现在的目标是对他们进行改进, 使他们能够满足未来汽车的排放标准和用户对于燃油消耗和汽车动态特性的要求。马勒因此开发了可变正时的CamInCam嵌套式凸轮轴系统作为标准生产部件。它在单凸轮轴的空间内发挥了双凸轮轴的功能。
“这就意味着那些旧式的发动机结构如缸体内配有一根中心凸轮轴的V形发动机 (这里指凸轮轴侧配式发动机) 又重新有了竞争力。”马勒产品开发工程师Falk Schneider说。通常来说, C a m I n C a m®可以应用在所有单凸轮轴发动机上。C a m I n C a m®价格比传统的凸轮轴要高, 但是C a m I n C a m®的发动机不需要重新设计, 而且所需的生产设施也相同, 所有这些可以抵消其在价格上的劣势。更重要的是, CamInCam®带来的是更高的功率和转矩, 更少燃料消耗和排放以及更好的怠速性能。
这项创新的马勒技术目前正首次在最新款的Dodge Viper装机。尽管Viper的先前几款车型功率已经达到了大约500马力 (1马力=735.499W) , 但是这款新车型的功率提高了可观的100马力。功率的提高根本上归功于马勒的新C a m I n C a m®凸轮轴系统, 与此同时, 这项技术也推动了发动机小型化战略。
可变气门 篇6
以卡罗拉1.6L车型为例, 它搭载的丰田1ZR-FE发动机拥有双VVT-i进排气系统, 最大功率达到了91kW, 甚至超过许多普通1.8或2.0L发动机指标;最大扭矩达到了157N·m, 具备强大的动力性能。这款具有双VVT-i进排气系统的发动机, 在急加速时, 由于进气量的加大, 也使得汽油的燃烧更加完全, 实现低油耗、低排放的目的。
双可变配气正时系统 (Dual VVT-i) 的特点是发动机ECU可根据发动机的转速、负荷、温度状态及车速信号发出控制指令, 通过油压来推动进、排气凸轮轴相对于正时链条转动一个角度, 以获得最佳配气正时, 从而在所有转速范围内增大扭矩、提高燃油经济性并减少废气排放。
一、双VVT-i系统结构原理
(一) 主要元件的结构
如图l所示, 丰田卡罗拉汽车双VVT-i系统主要由曲轴位置传感器、空气流量计、节气门位置传感器、进气侧VVT传感器、排气侧VVT传感器、水温传感器、车速传感器、ECM、进气凸轮轴正时机油控制阀 (进气侧OCV) 、排气凸轮轴正时机油控制阀 (排气侧OCV) 和进、排气VVT-i控制器等组成。
1.VVT-i控制器
丰田汽车的VVT-i控制器根据原理不同, 可分为叶片式和螺旋齿套式。卡罗拉汽车采用叶片式控制器, 其基本组成包括壳体、链轮、叶片和锁销组件。图2所示为进气凸轮轴上的控制器, 图3所示为排气凸轮轴上的控制器。
VVT-i控制器壳体内加工有4个叶片槽, 叶片固定在凸轮轴上嵌装在叶片槽内, 叶片的宽度小于壳体内圆上的叶片槽宽度, 与壳体装配后叶片可在壳体的叶片槽内来回转动。每个叶片将壳体上的每个槽隔成2个工作腔, 即提前工作腔和延迟工作腔。链轮与壳体接合端内侧加工有与工作腔对应的油槽, 一端与相应的工作腔连通, 另一端通过凸轮轴上的2条油道与凸轮轴正时机油控制阀连通。链轮与壳体通过螺栓连接为一个整体, 由曲轴正时链轮通过正时链条驱动。由以上描述可知, 由于凸轮轴与曲轴之间不再是直接通过正时链条相连, 凸轮轴可相对于正时链轮转动, 即相对于曲轴位置改变凸轮轴位置, 从而实现配气正时的改变。
锁销组件由锁销和弹簧组成, 锁销和弹簧装在叶片内, 当发动机熄火时, 叶片处于最大延迟状态, 在弹簧力的作用下, 锁销的一部分被推入链轮上的锁销孔, 将叶片和链轮锁定在一起, 保证进气凸轮轴处于最大延迟状态, 以维持起动性能及避免发动机刚起动时叶片及外壳之间发生撞击。链轮锁销孔有油道与控制油路相连, 发动机工作时, 压力机油进入链轮锁销孔, 锁销压缩弹簧而退入叶片锁销孔, 叶片与链轮之间可相对转动。
2.凸轮轴正时机油控制阀
凸轮轴正时机油控制阀的作用是根据发动机ECU的占空比控制指令控制滑阀位置, 从而控制通往VVT-i控制器提前工作腔或延迟工作腔的油流方向和流量。控制阀由柱塞、电磁线圈、滑阀、回位弹簧及套管等组成, 进气侧凸轮轴正时机油控制阀的结构如图4所示, 排气侧机油控制阀的提前侧和滞后侧与此相反。
控制阀套管上有一个与发动机润滑系统主油路相连的进油口、一个通往VVT-i控制器提前工作腔的出油口、一个通往VVT-i控制器延迟工作腔的出油口及2个回油排放口。发动机熄火时, 滑阀在弹簧力作用下处于最右端 (最延迟状态) , 则延迟侧出油口与压力油相通, 提前侧出油口与左排放口相通;发动机工作时, 滑阀往前移动, 则延迟侧出油口与右排放口相通, 提前侧出油口与压力油相通。
滑阀的移动量取决于ECU发出的占空比指令。
(二) 系统工作原理
卡罗拉发动机双VVT-i系统在发动机各工况下的控制目标 (图5) :起动时, 进排气门处于最大延迟状态以提高起动性能;怠速时, 消除进排气门重叠以减小进气侧回火, 稳定怠速转速, 提高燃油经济性;低温、低速、低负荷时, 消除进排气门重叠以减小进气侧回火, 确保发动机稳定性;中负荷时, 增加进排气门重叠来提高内部EGR, 以减小泵气损失, 提高燃油经济性, 改善排放控制性能;高负荷时, 在低速到中速范围内, 减小进气门迟闭角以提高充气效率, 提高低速到中速范围内的扭矩;高负荷时, 在高速范围内, 增大进气门迟闭角以提高充气效率, 提高输出功率。
1.提前
由发动机ECU所控制的进气凸轮轴正时机油控制阀处于图6所示状态, 排气凸轮轴正时机油控制阀处于图7所示状态时, 压力机油通过凸轮轴、叶片进入提前工作腔, 油压推动叶片和凸轮轴向配气正时的提前方向旋转。
2.延迟
由发动机ECU所控制的进气凸轮轴正时机油控制阀处于图8所示状态, 排气凸轮轴正时机油控制阀处于图9所示状态时, 压力机油通过凸轮轴、叶片进入延迟工作腔, 油压推动叶片和凸轮轴向配气正时的延迟方向旋转。
3.保持
可变气门 篇7
LF型发动机是马自达6 2.0轿车的标准发动机, 其外观如图1所示。LF发动机是直列4缸、双顶置凸轮轴、16气门全铝汽油机, 排量是1999ml, 压缩比为10.0:1。该发动机在转速为6500r/min时达到最大功率108kW, 转速为4000r/min时达到最大扭矩183N·m。
二、可变气门正时控制的组成与原理
马自达6 2.0LF型发动机的配气机构如图2所示, 该发动机采用了可变气门正时机械装置, 它能根据行驶条件连续改变进气凸轮轴的相位, 保证最佳的气门正时, 从而可以提高发动机输出功率、改善燃油经济性以及废气排放性能。
该正时控制系统的组成主要由动力系统控制模块 (PCM) 、传感器和图2中的油压转换阀和可变气门正时执行器构成, 其工作原理是根据输入传感器 (冷却液温度传感器、曲轴位置传感器、凸轮轴位置传感器、节气门位置传感器、空气流量计等) 的信号, PCM确定与发动机工作状态相适应的气门正时, 驱动油压转换阀 (OCV) , 并且变换可变气门正时执行器的液压通道, 连续不断地修改可变气门正时执行器和进气凸轮轴的状态, 因此能够依据发动机运行状况获得最佳气门正时。
可变气门正时控制的具体工作分三个过程:
1. 气门正时提前
油压转换阀 (OCV) 中的柱式滑阀能够依据PCM信号向左移动时, 油泵油先流入气门正时提前油路, 最后再流入可变气门正时执行器的阀门正时提前室。然后, 与凸轮轴一体的转子在阀门正时提前点火方向上旋转, 在曲轴驱动下靠向壳体, 气门正时提前, 如图3所示。
2. 气门正时延迟
油压转换阀 (OCV) 中的柱式滑阀按照PCM信号向右移动时, 油泵油压先注入气门正时延迟油路, 最后再注入可变气门正时执行器中的阀门正时延迟室。然后与凸轮轴一体的转子在阀门正时延迟方向上旋转, 在曲轴驱动下靠向壳体, 气门正时延迟, 如图4所示。
3. 维持中间气门正时
油压转换阀 (OCV) 中的柱式滑阀就位于气门正时提前和延迟位置中间附近。因此, 可变气门正时执行器的提前室和延迟室内都保持了液压, 同时, 转子和壳的相对角度也就被固定和保持了, 使气门正时固定下来, 如图5所示。
1-凸轮轴2-正时链条3-凸轮轴链轮4-张紧装置臂5-链条张紧装置6-曲轴链轮7-链条导向装置8-阀总成9-挺杆10-油压转换阀 (OCV) 11-可变气门正时执行器
1-PCM 2-油压转换阀3-柱式滑阀4-油泵5-凸轮轴6-可变正时执行器7-转子8-外罩9-油底壳10-至气门正时提前室油路11-气门正时提前室12-至气门正时延迟室油路
综上所述, 马自达6 2.0 LF型发动机的可变气门正时系统是较为先进的, 原先只用在高级轿车的发动机上, 现在已经逐步应用在中高级轿车发动机上。
1-PCM 2-油压转换阀3-柱式滑阀4-油泵5-凸轮轴6-可变正时执行器7-转子8-外罩9-油底壳10-至气门正时延迟室油路11-气门正时延迟室12-至气门正时提前室油路