凸輪驅動式全可變液壓氣門系統仿真與試驗研究

張晉群，李小霞，謝宗法，常英杰，韓 康，張 坤

(1.山東大學 機械工程學院，濟南 250061；2.山東大學 高效潔凈機械制造教育部重點試驗室，濟南 250061；3.龍口中宇熱管理系統科技有限公司，煙臺 265700)

0 概述

隨著油耗標準和排放法規的日益嚴苛，發展高效、節能、清潔的汽車動力成為迫切需求[1-2]。特別是近年來實行的國六排放標準對重型車用柴油機排放提出了更高要求，機內凈化技術及排放后處理技術得到廣泛應用。米勒循環因其在提高發動機熱效率、減少污染物生成[3]等方面具備的潛力成為研究重點。作為米勒循環的實現方式之一，全可變氣門技術能夠改變氣門升程、配氣相位和持續期，以達到發動機不同工況下理想的配氣效果，從而靈活調整有效壓縮比，提高內燃機動力性，改善排放性能和燃油經濟性[4]。選擇性催化還原(selective catalytic reduction, SCR)系統入口溫度高低直接影響NOx等污染物的催化轉化效率[5]，可變氣門技術因具有隨工況匹配最佳進氣量的能力逐漸被用來改善發動機的排氣熱管理性能[6]。

目前，全可變氣門技術的實現途徑大致可分為兩種[7]：(1)凸輪驅動方式，以德國寶馬公司的Valvetronic系統[8]和韓國現代汽車的連續可變氣門升程技術[9-10]為代表的機械控制機構通過調節中間傳動零件實現氣門連續可變功能，但存在著結構復雜、整機高度增加較大的問題；以菲亞特的Multiair[11]和山東大學的全可變液壓氣門系統(fully hydraulic variable valve system，FHVVS)[12]為代表的凸輪驅動、機械液壓復合傳動機構，前者通過高頻電磁閥控制高、低壓系統通斷實現氣門升程連續變化，但其響應速度和穩定性等較傳統配氣機構有所下降[13]，后者使用機械式泄油閥代替高頻電磁閥實現氣門可變，但僅能布置于凸輪軸上置式發動機上。(2)無凸輪驅動方式，這種方式對比基于凸輪驅動的方式更加靈活多變[9]，能夠匹配更多的運行工況，但存在結構復雜、氣門動力學特性差和使用成本較高的缺點，同時在響應速度、可靠性和耐久性等方面需要有進一步改善[14-15]。

本文中介紹了一種自主研發設計的基于凸輪驅動的FHVVS，適用上置式和下置式凸輪軸布置形式，傳動結構簡單，匹配適應性好且對缸蓋改動小。通過搭建AMESim仿真計算模型，優選出柱塞控油裝置最佳節流方案，同時在搭載FHVVS的倒拖試驗臺架上進行氣門運動規律研究，驗證了FHVVS可實現氣門最大升程、開啟持續期和配氣相位連續變化的功能，分析了氣門機構動力學性能及工作穩定性問題。該系統能夠匹配柴油機使用，通過改變氣門最大升程、開啟持續期和配氣相位配合發動機實現米勒循環及排氣熱管理，對改善柴油機經濟性和排放性有重要意義。

1 全可變液壓氣門系統建模與試驗

1.1 FHVVS的結構與工作原理

圖1示出FHVVS在凸輪軸下置式柴油機上布置的結構簡圖，該系統主要由氣門驅動機構和柱塞控油裝置組成。氣門驅動機構包括進氣凸輪、挺柱推桿、柱塞、液壓活塞及氣門組件等。當進氣凸輪處于上升段時，柱塞上行使柱塞腔和高壓油道內的機油壓力增高并流向液壓活塞腔，使液壓活塞克服氣門彈簧力開啟氣門；當凸輪處于下降段時，在氣門彈簧力的作用下，柱塞隨凸輪回落，高壓油腔油液壓力下降，氣門升程逐漸降低；當氣門升程降至低于 2 mm 升程后，在液壓活塞內設置的落座緩沖裝置發揮作用，使液壓活塞腔與高壓油道之間的有效流通面積減小，通過節流的方式增大液壓活塞運動阻力，降低氣門落座速度，保證其平穩落座。

圖1 全可變液壓氣門系統結構簡圖

柱塞控油裝置是可變氣門的控制機構，結構如圖2所示，由柱塞套、柱塞、調節齒輪和柱塞彈簧等組成。其中，調節齒輪與柱塞在圓周方向固定連接，并通過齒條帶動調節齒輪使柱塞做周向轉動；柱塞彈簧確保凸輪和柱塞在運動過程中始終壓緊不發生飛脫；柱塞套上設置有徑向泄油孔，柱塞外圓面上設置有軸向直槽和周向環槽。工作時，柱塞在柱塞套內既可以通過進氣凸輪驅動做上下往復直線運動，也可以在調節齒輪的作用下做周向轉動以改變徑向泄油孔與周向環槽的相對位置。柱塞周向環槽與柱塞套泄油孔相互配合，可以控制柱塞腔內的液壓油的泄油量，從而改變氣門的升程和配氣相位實現對氣門運動的控制。此時，液壓油從柱塞腔內依次通過軸向直槽、周向環槽和徑向泄油孔流入低壓腔，低壓腔與發動機潤滑系統相連通。

圖2 柱塞控油裝置結構示意圖

1.2 AMESim仿真模型

FHVVS是一個由凸輪驅動的機械-液壓復合傳動的復雜系統。為了對其可變性能和動力學性能有更好的驗證，減少樣件加工及試驗的資金投入和時間花費，使用能同時滿足機械、液壓、信號控制三者耦合計算的AMESim軟件進行仿真建模，實現對關鍵結構尺寸的參數優化。根據文獻[12]中的仿真建模理論，建立如圖3所示的仿真模型，該模型包括凸輪驅動、液壓管路傳動、氣門運動組件及信號控制4個子系統。

圖3 FHVVS仿真模型示意圖

模型中凸輪驅動子系統按照設定的轉速及型線推動柱塞質量模塊運動，并實時監測凸輪轉角信號及柱塞升程信號作為控制柱塞泄油面積的輸入信號。液壓管路傳動子系統的功能是將柱塞上行過程中產生的高壓傳遞到液壓活塞上，并接收來自控制系統的輸出信號對關鍵元件工作參數進行調整，另外其中的單向閥、蓄能器等元件使機構高、低壓系統在氣門動作準備階段維持穩定的工作條件。氣門運動組件子系統主要由氣門質量塊、氣門彈簧和位移傳感器組成，用于模擬氣門運動。以傳感器測量的升程作為輸入信號控制液壓活塞與高壓油道間有效流通面積。

信號控制子系統由三種類型的插值表組成，包括柱塞控油裝置決定的泄油節流面積(插值表1)和液壓活塞決定的氣門開啟階段油液流入面積(插值表2)、氣門關閉階段油液流出面積(插值表3)。按照零件尺寸計算出的插值表可以根據模型中轉角和氣門升程信號輸出對應的流通面積值，作為模擬計算過程中的必要參數。圖4為氣門開啟階段和關閉階段液壓活塞的有效流通面積(插值表2和插值表3)。由圖4可以看出在2 mm以下升程時，由于設置有氣門落座緩沖裝置，關閉階段流通面積明顯低于開啟階段。

1.3 氣門升程試驗測量

為了驗證仿真模型的準確性，同時探究試制樣件在實際運行中的性能表現，確保發動機臺架性能試驗的可行性，搭建配氣機構倒拖臺架進行氣門運動規律測量。圖5為倒拖臺架基本組成及相關測試設備連接示意圖，主要包括柴油機機體、FHVVS機構、潤滑油供給系統、電機驅動系統和數據采集系統。

圖5 倒拖試驗臺架結構示意圖

柴油機機體作為臺架的裝配基體，能夠盡可能還原樣機凸輪軸下置式配氣系統的工作過程。FHVVS機構代替原機配氣機構安裝于氣缸蓋上，控制進氣門開啟和關閉。潤滑油供給系統由電動機油泵和濾清器等組成，為FHVVS提供0～0.5 MPa的潤滑油，并潤滑發動機運動零部件。數據采集系統主要由激光位移傳感器、磁電傳感器、上止點信號傳感器和采集卡組成，分別對氣門升程信號、曲軸轉角信號、上止點信號等數據進行采集和處理，獲得FHVVS氣門運動規律。

在圖5所示的倒拖試驗臺架中，為了便于把激光位移傳感器安裝在氣缸套內，斷開曲軸正時齒輪與曲軸的固定連接使發動機活塞固定在下止點位置。電機驅動系統的倒拖電機直接驅動曲軸正時齒輪并帶動凸輪軸旋轉，保證氣門機構及其FHVVS正常運行。試驗過程中，通過變頻器調節倒拖電機轉速模擬發動機不同轉速的運行狀況。表1為試驗過程中使用到的主要儀器設備。

表1 試驗使用的主要儀器設備

2 結果與分析

2.1 仿真模型的驗證

圖6(a)為柱塞控油裝置調節示意圖，柱塞從初始0°位置逆時針轉過的角度稱為泄油轉角，記為α，即相當于柱塞套反向旋轉角度，其中0°位置為徑向泄油孔剛好不與柱塞環槽接通時的初始位置。圖 6(b)為不同泄油轉角時凸輪從動件(柱塞)位移與柱塞控油裝置的泄油節流面積對應關系，具有以下特點：(1)隨著凸輪從動件位移不斷增加，泄油節流面積由0逐漸增大，當凸輪從動件位移達到一定升程(圖中約為2.5 mm)時泄油節流面積不再增加，形成穩定的節流面積。(2)當泄油轉角在0°～60°范圍內時，由于環槽深度較小，此時無論徑向泄油孔與柱塞環槽之間是部分接通還是完全接通，節流面積均受到環槽深度的限制，最終穩定節流面積由泄油轉角對應的環槽深度決定；當泄油轉角超過60°時，環槽形成的節流面積已經大于徑向泄油孔面積，此時最終穩定節流面積為徑向泄油孔面積。

圖6 柱塞控油裝置的泄油節流面積

圖7為1 200 r/min時實測氣門升程和仿真氣門升程結果對比。可以看出，實測氣門升程曲線與仿真計算得到的氣門升程曲線形狀和趨勢吻合良好，驗證了仿真計算模型的準確性，因此可以通過搭建的仿真計算模型對全可變液壓氣門系統的運行性能進行預測和分析。

圖7 轉速1 200 r/min時實測與仿真升程對比

2.2 柱塞泄油節流面積參數優化

柱塞控油裝置是實現氣門升程可變和相位可變的核心零件，其泄油節流面積的變化方式直接影響氣門運動規律。為了獲得最佳的控制效果，使用驗證后的仿真模型對柱塞節流面積參數進行優化。根據柱塞的運動特點，設置如圖8所示的三種柱塞泄油節流方案，探索各種方案對氣門運動規律的影響。其中，方案一的特點是凸輪從動件從小升程開始節流且節流面積變化較大，方案二的特點為凸輪從動件從較大升程開始節流且節流面積變化較大，方案三的特點為全程節流且節流面積保持均勻。

圖8 三種方案的泄油節流面積

針對三種泄油方案，對全可變液壓氣門系統在標定轉速1 900 r/min時的氣門運動規律進行模擬仿真計算，獲得如圖9所示的氣門升程和加速度曲線。可以看出：方案一和方案二的氣門升程曲線發生不同程度的扭曲變形，且加速度曲線波動較大；方案三的氣門升程曲線最為平滑，其加速度曲線波動最小。方案一在小升程時即開始節流，導致氣門的初始正加速度值減小，但隨著凸輪從動件位移增大，泄油面積達到最大，且與負加速度相互疊加，形成最低負加速度值(加速度絕對值最大)，使加速度曲線出現劇烈波動；方案二小升程時不泄油，此時氣門完全按照凸輪理論型線運動，氣門開啟階段正加速度達到最大，在負加速度段時泄油節流面積較大導致加速度波動增大；方案三在小升程時即開始節流，氣門的初始正加速度值也相應減小，并在整個運動過程中節流量較小且均勻，使得正、負加速度過渡平順，加速度波動小。綜合比較以上三種泄油節流方案，全程節流且節流面積保持均勻的方案三為最理想的設計方案。

圖9 三種節流方案的氣門升程和加速度曲線

2.3 氣門運動規律分析

采用理想的柱塞泄油節流面積設計方案，對柱塞控油裝置進行樣件加工及安裝調試。在圖5所示的試驗臺上測量了不同轉速、不同泄油轉角時的氣門升程。圖10示出轉速為600 r/min和1 900 r/min時的氣門升程曲線。可以看出，在同一轉速下隨著泄油轉角逐漸增大，氣門開啟最大升程逐漸減小，氣門開啟時刻有所推遲，氣門關閉時刻顯著提前，達到了全可變液壓氣門系統升程連續可變、相位連續可變的目的。

圖10 不同轉速和泄油轉角下的氣門升程曲線

比較不同轉速時的氣門升程曲線可以發現，在同一泄油轉角下，高轉速時的氣門升程大，而低轉速時的氣門升程小。這是因為泄油接通持續期用曲軸轉角表示時是相同的，而不同轉速轉過相同曲軸轉角的絕對時間不同，轉速越高，時間越短，泄油量也相應減少，導致高轉速時氣門升程比低轉速時大。同時發現隨著泄油轉角的增大，這種氣門升程的差距呈現出更加明顯的差異。

圖11(a)為轉速1 200 r/min、泄油轉角為25°時實測多循環氣門升程瀑布圖，可以看出多個循環的氣門升程曲線基本保持一致。進一步分析獲得如圖11(b)所示的多循環進氣門開啟角面值分布圖，其中角面值的多循環算數平均值為744.5 cm2·(°)，標準差為0.57 cm2·(°)，循環波動率為0.08%；圖中多循環最大角面值為745.7 cm2·(°)，最小角面值為743.2 cm2·(°)，與算數平均值的最大相對差值僅為0.18%。由此可以看出多循環工作過程中氣門升程波動較小，表明FHVVS的氣門工作過程平順穩定，能夠滿足發動機運轉時對循環穩定性的要求。

圖11 多循環氣門升程瀑布圖及角面值分布圖

2.4 氣門動力學性能分析

2.4.1 液壓壓力波動規律分析

FHVVS采用機械-液壓復合傳動方式，液壓油在工作過程中作為傳動介質發揮重要作用，而液壓油的可壓縮性導致系統內部產生壓力波動，為此使用仿真模型對FHVVS的液壓壓力波動和氣門動力學性能進行研究。在全可變液壓氣門系統的正常運行過程中，當量質量為M的液壓活塞和氣門運動組件主要受氣門彈簧力、液壓活塞腔壓力和阻尼力的作用，根據牛頓第二定律，氣門運動規律應滿足式(1)所示微分方程。

(1)

式中，H為氣門升程;t為時間；ph為液壓活塞腔壓力;S為液壓活塞的橫截面積；K為氣門彈簧剛度；F0為氣門彈簧預緊力；c為氣門運動的阻尼系數。由于當量質量M、氣門彈簧預緊力F0和彈簧剛度K為定值，阻尼力相對較小，因此氣門加速度的波動主要取決于活塞腔壓力ph的變化。

圖12為轉速1 600 r/min，泄油轉角為20°時的活塞腔壓力ph、柱塞腔壓力pz和氣門加速度J曲線。可以看出:在氣門開啟階段，挺柱腔與活塞腔壓力以相同的規律呈現出周期性波動，且氣門加速度與活塞腔壓力波動趨勢基本一致，壓力波動的峰值與加速度峰值相對應；氣門回落階段，受氣門彈簧力作用，高壓系統持續向低壓系統泄油；當氣門回落到一定升程時，落座緩沖裝置發揮作用，使柱塞腔與活塞腔之間產生節流作用，柱塞腔壓力迅速降低，而活塞腔壓力急劇升高，產生阻礙氣門快速回落的正加速度，使氣門回落速度降低，實現平穩落座。

圖12 液壓壓力波動與氣門加速度曲線

圖13為轉速1 600 r/min時不同泄油轉角下柱塞腔和活塞腔壓力的波動情況。可以看出，隨著泄油轉角的增大，柱塞腔和活塞腔的壓力波動幅值減小，壓力波動的頻率基本保持不變。液壓系統泄油量Δq與柱塞腔與低壓系統間的壓差Δp之間的關系如式(2)所示。

圖13 轉速1 600 r/min時不同泄油轉角柱塞腔和活塞腔壓力

(2)

Δp=pz-p0

(3)

式中，A為有效流通面積；p0為低壓系統壓力(定值)；ρ為液壓流體密度。在FHVVS正常運行時，若有效流通面積為一定值，當柱塞腔瞬時壓力pz升高時，Δp增大，泄油量也隨之增多，對液壓波動的波峰有相應的削弱作用；當柱塞腔瞬時壓力pz降低時，Δp減小，泄油量也隨之減少，對液壓波動的波谷有相應的填補作用。即柱塞控油裝置的泄油作用對液壓波動起到“削峰填谷”的效果。隨著泄油轉角的增大，有效節流面積也相應變大，這種“削峰填谷”的作用更為明顯，使得液壓波動的幅值隨之減小。

2.4.2 轉速對液壓波動的影響

圖14為泄油轉角為5°，轉速分別為600 r/min、1 600 r/min和1 900 r/min時的液壓壓力曲線。可以看出，同一泄油轉角下，隨著發動機轉速的升高，柱塞腔及活塞腔內的液壓壓力均呈現更加劇烈波動趨勢，波動幅值隨轉速增大而迅速增加，以曲軸轉角計量的波動周期也相應增大，但以絕對時間計量的波動周期仍保持不變。從圖14中還可以看出，即使在標定轉速1 900 r/min時高壓系統內的最低壓力波谷值仍高于低壓系統的壓力(0.5 MPa)，從而防止FHVVS在高轉速運行時，低壓系統內部液壓油向高壓系統內部流動的異常現象發生。

圖14 不同轉速時柱塞腔和活塞腔壓力波動

為了進一步研究高轉速時的氣門動力學性能，選取標定轉速1 900 r/min，泄油轉角為0°、20°、35°時的氣門運動加速度曲線進行分析,參見圖15。圖中氣門理論允許最大負加速度值J0主要由氣門彈簧力和低壓系統液壓壓力決定，根據牛頓第二定律，其計算公式為：

圖15 轉速1 900 r/min時不同泄油轉角下的加速度曲線

(4)

對比式(1)和式(4)發現，當氣門運動的負加速度值低于上述氣門理論允許最大負加速度值時，將會使FHVVS的柱塞腔壓力pz低于低壓系統壓力p0，從而導致低壓系統內部液壓油向高壓系統內部流動的異常現象發生，是不被允許的。從圖15中可以看出，各泄油轉角下的氣門加速度值均遠離J0，因此FHVVS能夠滿足發動機高速運動的需求，具有良好的氣門動力學性能。

3 結論

(1)依據仿真計算獲得的最優方案研制了基于凸輪驅動的全可變液壓氣門系統，倒拖試驗結果表明：該FHVVS能夠實現氣門的最大升程、開啟持續期和配氣相位在工作轉速范圍內無級連續可變，多循環氣門開啟角面值的循環波動率僅為0.08%，具有良好的循環穩定性。

(2)FHVVS的液壓系統存在周期性波動，在泄油轉角一定時，隨著轉速的增大，液壓波動的幅值明顯增大；在轉速一定時，隨著泄油轉角的增大，有效節流面積也相應變大，液壓波動的幅值相應減小，即柱塞控油裝置的節流作用對FHVVS的液壓壓力波動具有“削峰填谷”的效果。

(3)FHVVS的氣門加速度曲線與液壓系統的壓力波動具有相同的變化趨勢，研制的FHVVS在標定轉速1 900 r/min、不同泄油轉角下的氣門加速度值均高于理論允許最大負加速度值，具有良好的高速動力學性能。