無凸輪式配氣相位優化設計及發動機性能仿真研究*

張鵬博 何義團 鄒 曄 陶友東

（1-無錫職業技術學院汽車與交通學院 江蘇 無錫 214121 2-重慶交通大學3-隆鑫通用動力股份有限公司）

引言

隨著能源危機的加深及排放法規的日益嚴格，提高發動機燃油經濟性、排放性能成為當下內燃機發展的主要方向。其中，可變氣門正時（VVT，Variable Valve Timing）技術能夠根據發動機不同運行工況實時調整進排氣門參數，與傳統凸輪軸式配氣相位保持固定不變的特點相比，能更好地優化發動機動力性、經濟性和排放性能[1-3]，國內外專家學已經對可變氣門正時技術開展了大量的研究并取得了一定的成果[4-7]。傳統的VVT 技術沒有擺脫凸輪軸的限制，仍然基于凸輪軸的機械式可變氣門正時機構，這類機構大多結構復雜且調節能力有限[8-10]。

隨著電子及液壓驅動技術的不斷發展，出現了通過電磁及液壓控制的無凸輪式配氣機構，并成為當下車用配氣技術的主要研究熱點。楊靖等[11]通過在某柴油機上對凸輪軸式驅動配氣機構進行改進設計，并通過建立無凸輪式液壓氣門驅動模型探究了配氣相位對柴油機動力性的影響，得出了采用無凸輪式液壓氣門驅動技術能夠明顯改善發動機中低轉速工況下的動力性和經濟性的結論。葉年業等[12]基于電液驅動無凸輪式配氣機構，對汽油機壓縮著火燃燒性能開展了研究。李子非等[13]通過編程結合一維數值模擬的手段，對電磁驅動的發動機配氣相位進行聯合仿真優化。結果表明，采用無凸輪式配氣技術能夠在全負荷時提高發動機動力性，在部分負荷時改善發動機的經濟性。

在前人研究的基礎上，張鵬博等[14]對無凸輪式配氣相位的設計方法進行了總結，對基于無凸輪式配氣相位的汽油機低負荷性能進行了研究。本文主要通過對無凸輪式配氣相位進行優化設計，利用仿真手段探究不同工況下無凸輪式配氣機構的配氣相位調整規律，為無凸輪式配氣相位的設計及應用提供理論依據。

1 模型建立與標定

本文所建立計算模型的原機為某天然氣增壓發動機，主要技術參數見表1。

表1 發動機主要技術參數

圖1 為根據發動機工作過程所搭建的一維Boost 仿真模型。該模型不考慮增壓器、中冷器和空氣濾清器的變化因素，將進氣總管前測量的進氣壓力作為模型的邊界條件。模型主要包括進氣邊界、進氣穩壓腔、進排氣歧管、氣缸及排氣邊界。

圖1 原機仿真模型

本文主要基于原機凸輪式配氣相位開展無凸輪式配氣相位的設計及優化，并對采用無凸輪式配氣相位的發動機性能進行數值模擬，探究不同工況下配氣相位的調整策略，為無凸輪式配氣相位的開發應用奠定理論基礎。

圖2 為原機凸輪式配氣機構凸輪型線。

圖2 原機凸輪式配氣機構凸輪型線

為了驗證仿真模型的準確性，本文根據臺架試驗，選擇2 個特定工況A、B 進行模型的標定，具體工況見表2 所示。表2 中，進氣MAP 為進氣岐管絕對壓力。

表2 模型驗證工況

圖3 為工況A 的氣缸壓力曲線。

圖3 工況A 的氣缸壓力計算值與試驗值對比

通過Boost 仿真，計算A、B 2 種工況下的模擬結果。工況A、B 的計算值與試驗值對比結果如表3所示。

表3 工況A、B 仿真計算值與試驗值對比

結果顯示，Boost 仿真計算值與試驗值吻合程度較高，最大誤差不超過3%，在允許范圍內。且工況A的氣缸壓力計算值與試驗值相差較小，最大誤差不超過2.5%，說明所建立的CNG 發動機計算模型能夠較為準確地進行不同工況下發動機的性能模擬。

2 無凸輪式排氣提前角優化策略

排氣門開啟時，活塞處于做功行程末期。排氣門開啟初期升程較小，廢氣由于慣性不會立刻排出氣缸。為了能夠充分排出缸內廢氣，排氣門需要在活塞到達下止點前開啟，因此會損失部分膨脹功，這部分損失即為膨脹損失。而換氣過程又存在泵氣損失，為了能夠折中這2 部分損失，需選擇合適的排氣提前角。本文在原機配氣相位的基礎上，以10°CA 為間隔，設計了排氣提前角為0～57°CA BBDC 的7 組無凸輪式排氣門升程曲線，如圖4 所示，以進一步探究不同工況下發動機排氣損失的變化情況。圖中，BDC表示排氣提前角為0。

圖4 不同排氣提前角的無凸輪式排氣門升程曲線

圖5 為排氣提前角對排氣門運動速度的影響。

圖5 排氣提前角對排氣門運動速度的影響

由圖5 可以看出，隨著排氣提前角的不斷減小，排氣門的運動速度不斷增加，最大不超過0.5m/s，而落座速度幾乎為零，保證了氣門的平穩落座。

圖6 為示功圖（P-V 圖）隨排氣提前角的變化關系。

圖6 不同排氣提前角下的示功圖對比

從圖6 可以看出，在轉速為1 600r/min、進氣壓力為130kPa 的工況下，隨著排氣提前角從0～57°CA BBDC 變化，排氣壓力不斷下降，而進氣壓力幾乎沒有變化。

排氣提前角對推出損失和膨脹損失、排氣損失的影響分別如圖7、圖8 所示。

圖7 推出損失和膨脹損失隨排氣提前角的變化

圖8 排氣損失隨排氣提前角的變化

從圖7、圖8 可以看出，隨著排氣提前角的不斷增加即排氣門開啟不斷提前，膨脹損失不斷增加，推出損失呈現先減少后增加的趨勢。排氣損失為2 者之和，隨著排氣提前角的增加，也呈現先減少后增加的趨勢。該工況下，當排氣提前角取47°CA BBDC時，發動機的排氣損失最小。

2.1 轉速對最佳排氣提前角的影響

圖9 為排氣提前角為47°CA BBDC、轉速從1 200r/min 持續遞增至2 800r/min 時發動機示功圖（P-V 圖）的變化情況。

圖9 排氣提前角為47°CA BBDC 時不同轉速下的示功圖對比

從圖9 可以看出，保持排氣提前角不變時，隨著轉速的不斷增加，膨脹壓力與排氣壓力不斷升高。

轉速對推出損失及膨脹損失、排氣損失的影響分別如圖10、圖11 所示。

圖10 推出損失及膨脹損失隨轉速的變化

從圖10、圖11 可以看出，隨著轉速的升高，排氣損失不斷增加。這主要是因為轉速增加時，缸內壓力下降較慢，活塞上行推動廢氣做負功較多，雖然轉速升高時，膨脹損失不斷減少。但是相對于推出損失而言，轉速對膨脹損失的影響并不是很大。

轉速為2 800r/min 時，不同排氣提前角的排氣損失見表4。

由表4 可知，轉速較高時，隨著排氣提前角的增加，推出損失不斷減少，膨脹損失不斷增加，但是排氣損失不斷減少。因此，轉速升高時，應該適當增加排氣提前角以降低排氣損失；此外，保持轉速為1 600r/min 不變，進氣壓力升高時，排氣提前角也應增大。

2.2 負荷對最佳排氣提前角的影響

保持轉速為1 600r/min 不變，進氣壓力從110kPa 增加至190kPa 時，發動機P-V 圖的變化情況如圖12 所示。

圖12 排氣提前角為47°CA BBDC 時不同進氣壓力下的示功圖對比

由圖12 可知，隨著進氣壓力的不斷降低，膨脹壓力與排氣壓力不斷降低。這主要是因為進氣壓力較小時，缸內新鮮充量降低，缸內壓力較低。

排氣提前角不變時，負荷（進氣壓力）對推出損失和膨脹損失、排氣損失的影響分別如圖13、圖14所示。

圖13 推出損失和膨脹損失隨進氣壓力的變化

圖14 排氣損失與進氣壓力的變化關系

從圖13 和圖14 可知，排氣提前角不變時，隨著進氣壓力的不斷增加，膨脹損失及推出損失均不斷增加，并且排氣損失也呈現不斷增加的趨勢。相比于轉速對排氣損失的影響，進氣壓力對排氣損失的影響較弱，但是2 者對排氣損失的影響趨勢是相同的，保持排氣提前角不變時，轉速、進氣壓力的增加均會導致排氣損失的增加。

3 無凸輪式進氣門遲閉角優化策略

進氣門遲閉角對充量系數的影響最大，為了探究進氣門遲閉角對發動機充量系數的影響情況，設計了進氣門遲閉角為0、10、20、30、37°CA ABDC 的無凸輪式進氣門升程曲線如圖15 所示。圖中，BDC表示進氣門遲閉角為0。

圖15 不同進氣門遲閉角的無凸輪式進氣門升程曲線

圖16 為進氣門遲閉角對進氣門運動速度的影響。

圖16 進氣門遲閉角對進氣門運動速度的影響

從圖16 可以看出，隨著進氣遲閉角減小，進氣門關閉時刻提前，進氣門關閉速度不斷增加，當進氣門在下止點關閉時，進氣門運動最快，氣門開啟速度最大不超過0.2 m/s，氣門關閉速度最大不超過0.3 m/s，均在較小、可控范圍內，落座速度基本為0，能夠實現氣門的平穩落座。可知，無凸輪式進氣門升程曲型線設計合理。

圖17 為采用不同進氣門遲閉角的無凸輪式進氣門升程曲線后發動機充量系數的變化情況。

圖17 充量系數隨進氣門遲閉角的變化

由圖17 可以看出，隨著進氣門遲閉角的不斷增大，充量系數呈現先增加后減小的趨勢。這主要是因為適當增大進氣門遲閉角，可以較好地利用進氣慣性。而當進氣門關閉過晚，活塞上行較多，進入缸內的充量有部分被反推回進氣管。當進氣門遲閉角取10°CA ABDC 時，充量系數最大，充氣效果最佳。因此，采用無凸輪式進氣門升程曲線，可以大大縮短進氣門開啟持續期。

4 轉速及負荷對進氣門遲閉角的影響

圖18 為進氣壓力保持在130 kPa 不變時，不同轉速下，充量系數隨進氣門遲閉角的變化情況。

圖18 轉速對最佳進氣門遲閉角的影響

由圖18 可知，進氣壓力不變時，各轉速條件下，充量系數均隨進氣門遲閉角的增加呈現先增加后減小的趨勢。這是因為，進氣門遲閉角過小時，不足以充分利用進氣慣性，導致進氣不足，充量系數較小；進氣門遲閉角過大時，進入氣缸內的充量有部分被反推回進氣管，導致充量系數減小。此外，相同的進氣壓力條件下，當轉速為1 600 r/min 時，最佳進氣門遲閉角為10°CA ABDC；轉速為2 400 r/min 時，最佳進氣門遲閉角為30°CA ABDC；轉速為2 800 r/min 時，最佳進氣門遲閉角為37°CA ABDC。可知，進氣壓力不變時，隨著轉速的增加，最佳進氣門遲閉角增大。

圖19 為轉速保持在1 600 r/min 不變時，不同進氣壓力下，發動機充量系數隨進氣門遲閉角的變化情況。

圖19 負荷對最佳進氣遲閉角的影響

由圖19 可知，轉速不變時，隨著進氣壓力的不斷增加，充量系數不斷增加；進氣壓力不變時，充量系數隨進氣門遲閉角的增加呈現先增加后減小的趨勢。這主要是因為，適當增加進氣門遲閉角，能更充分利用進氣慣性。而進氣門關閉過晚，進入缸內的充量被反推出去，導致發動機充量系數減小。而最佳進氣門遲閉角不隨進氣壓力的增加而變化。

5 結論

1）采用無凸輪式排氣門升程曲線，隨著排氣提前角的不斷增加，推出損失先減少后增加，膨脹損失不斷增加。為使排氣損失最小，排氣提前角可適當減小。

2）采用無凸輪式進氣門升程曲線，為了增大充量系數，同時防止過多充量被反推至進氣管，可使進氣門開啟持續期縮短。

3）轉速與進氣壓力升高時，為了使排氣損失最低，應適當增大最佳排氣提前角；轉速增加時，為保證充量系數，最佳進氣門遲閉角應適當增加；進氣壓力的變化對最佳進氣門遲閉角影響不大。