電液式可變氣門系統的仿真與實驗優化*

張翔宇，堯命發，鄭尊清，劉海峰

(天津大學，內燃機燃燒學國家重點實驗室，天津 300072)

2016088

電液式可變氣門系統的仿真與實驗優化*

張翔宇，堯命發，鄭尊清，劉海峰

(天津大學，內燃機燃燒學國家重點實驗室，天津 300072)

利用AMESIM軟件建立電液可變氣門機構模型，以研究關鍵參數如電磁閥特性、液壓缸直徑、供油壓力、油泵流量、蓄能器容積和進回油管直徑等對氣門升程特性的影響，結果表明，液壓缸直徑與進回油管直徑存在最優值，分別為16和6mm。在此基礎上建造了電液可變氣門系統試驗平臺，對氣門落座速度進行優化。結果表明，采用多脈沖信號控制使落座速度由1.43降至0.82m/s時，其所對應發動機轉速由2 370降至1 497r/min，難以滿足要求。利用單向節流閥進行節流可以使落座速度降至0.3m/s，但因回落過程一直存在節流損失，回落時間較長，與此對應發動機轉速為1 130r/min。采用開關電磁閥與單向節流閥并聯策略，可在有效降低落座速度的同時，縮短氣門回落時間，在供油壓力為15MPa，落座速度為0.3m/s條件下，該系統可滿足柴油機2 500r/min工況的需求。

電液可變氣門正時；氣門落座速度；仿真；實驗優化

前言

可變氣門技術改變了傳統發動機固定氣門運動規律，在不同轉速和負荷下實現發動機外部進氣狀態和內部熱力狀態的優化，是提高進氣充量、降低泵氣損失、改善燃油經濟性和排放的有效手段，對可變氣門技術的研究成為國內外內燃機技術研究熱點[1-2]。按照結構特點和驅動方式的不同，可變氣門機構主要分為基于凸輪的可變氣門機構和無凸輪可變氣門機構[3]。

基于凸輪可變氣門機構已應用于汽車上，如可變凸輪相位的Vanos[4]、VVT-i[5]、VCT[6]和CVCP[7]等機構，可變凸輪型線的VTEC[8]和MIVEC[9]等機構以及可變凸輪從動件的HVT[10]，Multiair[11]和Valvetronic[12]等機構。對1990-2003年基于凸輪的機械式可變氣門專利進行匯總[13]，可以發現，1997年以前，申請專利基本都是機械式可變凸輪型線機構，而從1998年開始，可變從動件機構專利數量和專利所占總體比例都明顯增加。

與基于凸輪的可變氣門機構相比，無凸輪可變氣門機構可以靈活控制氣門運動規律，更容易實現一些特殊控制策略，如氣門制動策略[14]、內部EGR策略[15]和沖程改變策略[16]等，最大程度優化了進排氣過程，改善了燃燒與排放。相比電磁[17-19]和電機[20]無凸輪可變氣門機構，電液無凸輪可變氣門機構由于其高可靠性和低耗能將成為未來可變氣門技術發展的主流，許多國內外研究機構都開發出自己的電液驅動系統并開展了相關的研究工作，如EHVS系統采用兩個兩位電磁閥分別控制進回油，并利用可變節流閥控制落座速度[21]，HVA系統采用兩個先導閥控制一個比例閥，進而可以精確控制氣門運動規律[22]，FVVT系統采用頻寬高達400Hz的三位四通高速電磁閥，能夠保證氣門軟著落的同時滿足發動機4 000r·min-1工況需求[23]，與此類似，FFVA采用400Hz的四位高速電磁閥控制氣門運動[24]；文獻[25]和文獻[26]中首先對普通液壓缸進行了改制，采用兩階段活塞加快氣門開啟速度，隨后增加兩個節流口和兩個節流閥對最大升程處和落座處進行緩沖，文獻[27]中通過在液壓缸加工一節流槽以及安裝碟形彈簧來降低活塞落座沖擊力，文獻[28]中采用Monte Carlo算法對液壓缸緩沖節流口數目、孔徑及分布進行了優化設計，實現最佳的緩沖效果。然而在研發過程中，為了保證電液無凸輪可變氣門系統較高的可靠性與響應性，存在液壓缸結構較復雜、電磁閥價格較高(高頻寬)、研發周期較長等問題。相比汽油機，柴油機具有額定轉速較低，系統阻力較大(氣門彈簧預緊力高)等特點，因此在滿足試驗柴油機工況需求，保證可靠性和響應性的前提下有必要降低電磁閥頻寬，簡化液壓缸結構，縮短研發周期。

本文中針對電液可變氣門機構在試驗柴油機上的應用，自主開發一套無凸輪全可變電液氣門機構，對機構的響應速度和落座速度進行了探索研究，并成功地將該機構應用于試驗柴油機上。

1 試驗系統和研究方法

1.1 電液可變氣門系統試驗平臺

圖1為電液可變氣門系統實物圖，圖中主要包含了位移傳感器、液壓缸、高速電磁閥和蓄能器。所用電磁閥為三位四通電磁閥，通過正電壓-0電壓-負電壓三脈沖信號對電磁閥進行控制。液壓缸為普通的單桿雙作用液壓缸，當供給電磁閥為正電壓時氣門開啟，當供給電磁閥為負電壓時氣門開始回落。蓄能器裝在電磁閥附近，在液壓系統啟動或電磁閥換向過程中可吸收和緩沖液壓沖擊，平穩壓力波動，同時還可作為輔助動力源，降低整個液壓系統的能耗。

圖2為電液可變氣門控制與測試系統原理圖，主要由供油系統、液壓缸、高速電磁閥、數據采集系統、控制系統ECU、傳感器(曲軸轉角編碼器、接近式霍爾傳感器和電渦流位移傳感器)、發動機和微機組成。利用接近式霍爾傳感器測出原發動機凸輪軸正時齒輪信號作為每個工作循環下ECU觸發信號，曲軸轉角編碼器測出曲軸轉角信號作為ECU計數信號，利用微機改變ECU不同計數信號下所對應電壓值來實現對電磁閥的控制，供油系統提供液壓缸動力，液壓缸在電磁閥控制下改變氣門運動規律，位移傳感器實時將位移信號反饋回數據采集系統。

1.2 設計需求

為開展變氣門技術研究工作，需要在試驗柴油機常用工況點(1 400r·min-1)采用電液可變氣門機構替代原機固定氣門機構。表1給出了原柴油機氣門機構工作參數。圖3為在不同轉速下根據原柴油機凸輪型線所計算的原始氣門落座速度和氣門開啟持續期，因此，通過測量實際的可變氣門開啟持續期即可反算出電液可變氣門所適應的發動機轉速。如在1 400r·min-1工況下，為替代原機氣門，電液可變氣門必須在29ms內實現一次完全開閉運動，同時氣門落座速度低于原機氣門最大落座速度0.3m·s-1；而在柴油機額定轉速2 500r·min-1工況下，電液可變氣門必須在16.2ms內實現一次完全開閉運動。

表1 氣門機構工作參數

1.3 電液可變氣門機構模型

為了預測不同液壓組件參數對液壓系統性能的影響，首先利用AMESIM軟件建立了電液可變氣門機構模型，如圖4所示，主要包括液壓供油系統、電磁閥控制系統和液壓缸。

2 電液可變氣門系統模型仿真與優化

表2列出影響電液可變氣門系統性能的重要設計參數。采用三脈寬控制策略，控制頻率為11.67Hz(對應1 400r·min-1工況點)，進油信號(正電壓)持續時間為15ms，分別研究不同設計參數對氣門運動規律的影響。其中在研究某一設計參數的變化影響時，其它設計參數采用表中括號內數值。

表2 液壓系統設計參數

圖5為電磁閥頻寬對氣門升程的影響曲線。增大電磁閥頻寬能夠減小氣門開啟時刻延遲、提高氣門上升速度，從而提高電液可變氣門系統響應，但同時也需要考慮成本的影響。圖6為電磁閥額定流量(電磁閥7MPa額定壓降下負載流量)對氣門升程的影響曲線，隨著電磁閥額定流量降低，氣門上升速度與回落速度逐漸降低，當電磁閥額定流量低于15L·min-1時，液壓氣門將不能在14.5ms內完全打開，即電液可變氣門系統不能滿足1 400r·min-1工況需求。為提高整個液壓系統的響應性，需采用較高額定流量的電磁閥。本系統采用HVM064直動式電磁閥，其頻寬值約為83Hz，可以滿足系統需求，其流量有20，30和40L·min-1等型號，最終選擇HVM064-40型號作為本系統電磁閥。

圖7為液壓缸活塞直徑對氣門升程的影響曲線。在氣門開啟過程中，隨著活塞直徑增加，氣門上升速度先增大后減小，這是因為當活塞直徑較小(如12mm)時，作用于該活塞表面壓力過小，不足以克服氣門彈簧力作用，而當活塞直徑較大(如25mm)時，充滿液壓缸所需流量較多，同樣會導致氣門上升緩慢；在氣門回落過程中，隨著活塞直徑增加，流出無桿腔的流量增加，導致氣門落座時間延長，綜合考慮，活塞直徑確定為16mm，活塞桿直徑相應歸整化為10mm。

圖8為供油壓力對氣門升程的影響曲線。當供油壓力過低(如6MPa)時，不足以完全克服氣門彈簧作用，氣門上升緩慢，隨著供油壓力增加，氣門上升速度逐漸加大但上升幅度逐漸減小，這主要是因為當液壓力足以克服氣門彈簧作用時，液壓缸速度受限于系統流量。最終的供油壓力可根據實際氣門響應和線型需求來選擇。

圖9為油泵流量對氣門升程的影響曲線。當油泵流量過小(如1.4L·min-1)時，整個液壓系統流量受限，導致氣門未完全打開，隨著油泵流量增大，氣門上升速度逐漸加大但上升幅度逐漸減小，考慮實際系統損失、更高轉速的拓展及整個系統散熱能力，本系統油泵流量確定為7L·min-1。

圖10為蓄能器容積對氣門升程的影響曲線，可以看出，當蓄能器容積過小時(如0.1L)不足以及時補充油源，導致氣門上升較慢，而當蓄能器容積大于0.3L時，此時氣門運動規律基本一致，考慮實際系統損失、安裝位置限定及蓄能器產品規格，最終確定為0.63L。

圖11為進回油管直徑對氣門升程的影響曲線。當進油管直徑過小(如3mm)時，節流損失增加，流經液壓缸的流量受限，同時回油阻力增加，導致氣門上升與回落速度緩慢，當進油管直徑過大(如10mm)時，液壓缸與電磁閥之間液壓腔體積增大，整個液壓系統剛度下降，導致氣門開啟稍有延遲，因此進回油管直徑確定為6mm。

3 系統模型試驗驗證和試驗優化

3.1 電液可變氣門系統模型試驗驗證

根據模型優化參數搭建電液可變氣門試驗平臺，在1 400r·min-1發動機轉速下對氣門升程和液壓缸有桿腔壓力進行測試，圖12～圖14分別為供油壓力10MPa下的氣門升程、氣門速度(由氣門升程曲線求導得出)和液壓缸有桿腔壓力實測值與模擬值對比，結果顯示模型能夠準確反映出氣門的實際運動趨勢(上升時間、回落時間)，表明模型是有效的，但受到活塞與液壓缸壁之間加工間隙、粗糙度和泄漏等實際不確定因素的影響，模擬氣門落座速度與實測氣門落座速度仍存在一定誤差，需要進一步在試驗基礎上優化氣門落座速度，避免損壞氣門座圈。

3.2 電液可變氣門系統落座速度試驗優化

3.2.1 三脈沖控制策略

首先在不同供油壓力下，采用三脈沖控制策略對氣門升程、氣門落座速度和氣門持續期(根據氣門持續期可計算電液氣門系統所適應發動機轉速)進行了試驗研究。圖15為三脈沖控制策略下不同供油壓力和氣門升程下的氣門落座速度以及所適應的發動機轉速曲線。在同一供油壓力下，隨著氣門最大升程增加，氣門落座速度也同時增大，而所適應的發動機轉速隨之降低；當氣門最大升程不變時，氣門落座速度與所適應的發動機轉速隨著供油壓力增加而增大。在8MPa供油壓力下，電液氣門達到原機最大氣門升程，所適應的發動機轉速和落座速度分別為2 370r·min-1和1.43m·s-1，雖然轉速滿足設計要求，但是落座速度超出設計目標(0.3m·s-1)，需要進行緩沖設計。

3.2.2 多脈沖控制策略

目前液壓緩沖主要分內部緩沖與外部緩沖兩種，內部緩沖主要采用多脈沖控制策略。如圖16所示，利用c信號提前關閉電磁閥，使電液氣門在接近氣門座1mm距離時停止運動，然后再給電磁閥d信號，使氣門繼續回落，可以在一定程度上降低落座速度。

圖17是c信號脈寬為10ms時不同供油壓力和氣門升程下的氣門落座速度和所適應的發動機轉速曲線。在供油壓力為8MPa時，其對應發動機轉速和落座速度分別為1 497r·min-1和0.82m·s-1。相比三脈沖控制策略，多脈沖控制策略落座速度有一定降低，但所適應發動機轉速也顯著下降，這表明對于設計目標，電磁閥頻響(83Hz)相對較低，不足以滿足多脈沖響應需求，在不改變原有電磁閥頻響基礎上，必須采用外部緩沖對落座速度進行優化。

3.2.3 三脈沖控制策略+單向節流閥

通過在高速電磁閥與液壓缸無桿腔之間加裝一單向節流閥，如圖18所示，可以保證氣門在回落過程中產生較大的節流損失，從而降低氣門落座速度。圖19為不同節流閥節流口面積對氣門運動規律的影響。通過改變節流面積可以實現不同的落座速度與氣門開啟持續期。當節流口面積為1.80mm2時，氣門落座速度為0.29m·s-1，氣門開啟持續期約為36ms，可以實現1 130r·min-1工況，相比多脈沖控制，氣門落座速度明顯降低，但所適應發動機轉速與設計目標仍有一定差距，需要進一步優化。

3.2.4 三脈沖控制策略+單向節流閥+開關電磁閥

通過在高速電磁閥與液壓缸無桿腔之間加裝一開關電磁閥與單向節流閥并聯，如圖20所示，在氣門回落初始階段打開開關電磁閥，液壓缸加速回油，在氣門接近落座時關閉開關電磁閥，進行節流緩沖，實現氣門回落速度先迅速增大然后緩慢降低的運動特性，從而提高整個電液系統工作頻率。

圖21是緩沖距離為1mm時不同供油壓力和落座速度下所適應的發動機轉速，通過提高供油壓力可以進一步提高整個電液系統響應頻率，在供油壓力為15MPa和落座速度為0.3m·s-1時，可以滿足柴油機額定工況(轉速為2 500r·min-1)需求。

4 結論

(1) 利用AMSIM軟件建立電液可變氣門系統模型，模擬研究了電磁閥特性、液壓缸活塞直徑、供油壓力、油泵流量、蓄能器容積和進回油管直徑對電液可變氣門系統的影響規律，在滿足系統響應前提下，液壓缸活塞直徑與油管直徑存在最優值，而其它參數選擇主要受限于成本。

(2) 相比三脈沖控制策略，采用多脈沖控制策略對氣門落座速度進行內部緩沖設計，其落座速度會有一定降低，但受電磁閥頻響限制，對應發動機轉速也顯著下降，不能滿足發動機工作需要。

(3) 在電磁閥與液壓缸無桿腔之間加裝一單向節流閥，利用節流效應可以顯著降低氣門落座速度，但其所適應發動機轉速降低。通過進一步加裝開關電磁閥與單向節流閥并聯，可以有效縮短氣門回落時間，在供油壓力為15MPa、緩沖距離為1mm和落座速度低于0.3m·s-1條件下，電液可變氣門系統可以滿足柴油機2 500r·min-1工況需求。

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Simulation and Experimental Optimization forElectro-hydraulic Variable Valve System

Zhang Xiangyu, Yao Mingfa, Zheng Zunqing & Liu Haifeng

TianjinUniversity,StateKeyLaboratoryofEngines,Tianjin300072

A model for electro-hydraulic variable valve mechanism is built with AMESIM software to investigate the effects of key parameters such as solenoid valve characteristic, hydraulic cylinder diameter, oil pressure, oil pump flow rate, accumulator volume and oil pipe diameter on valve lift characteristics. The results show that the diameters of hydraulic cylinder and oil pipes both have the optimal values of 16 mm and 6 mm respectively. Then on this basis, a test platform for electro-hydraulic variable valve timing system is constructed to optimize the valve seating velocity by experiments. The results indicate that though multiple pulse signal control can lower the valve seating velocity from 1.43 to 0.82m/s, but the corresponding engine speed is also decreased from 2 370 to 1 497r/min, not being able to meet the requirements. Using one-way valve to throttle the air flow can reduce valve seating velocity to 0.3m/s, but it takes a long time for valve to fall back due to throttling losses and the corresponding engine speed is 1 130r/min. However, the one-way throttle valve connected in parallel with an electromagnetic switching valve can effectively reduce the valve seating velocity meanwhile with the fall-back time of valve shortened. Finally the system can meet the requirements of diesel engine working condition at 2 500r/min with a valve seating velocity of 0.3m/s and an oil pressure of 15MPa.

electro-hydraulic variable valve timing; valve seating velocity; simulation; experimental optimization

*國家自然科學基金(51320105008)和國家973重點基礎研究發展項目(2013CB228402)資助。

原稿收到日期為2014年9月23日，修改稿收到日期為2015年5月27日。