基于AMESim的液壓間隙調節器工作特性研究*

陳健 吳建亮 馬家忠 袁飛 張兵

（1.江蘇蘇美達機電科技有限公司，南京 211599；2.江蘇大學，鎮江 212013）

1 前言

配氣機構是發動機的關鍵部件，可按照發動機每一氣缸的工作循環和發火次序要求定時開啟和關閉進、排氣門，使得新鮮充量及時進入氣缸，而廢氣得以及時從氣缸中排出。氣門挺柱是發動機配氣機構的重要組成部分，可將凸輪的推力傳遞給氣門桿或推桿，并承受凸輪軸旋轉時所施加的側向力。傳統的氣門挺柱頂部裝有調節螺釘，用于預留并調整氣門間隙，以補償熱膨脹造成的氣門關閉不嚴的問題。但配氣間隙的存在，一方面使得配氣機構的響應性下降，另一方面使配氣機構在工作時產生沖擊而發出噪聲。液壓間隙調節器（Hydraulic Lash Adjuster，HLA）能夠自動補償發動機熱膨脹間隙，消除發動機冷態裝配時所預留的氣門間隙，從而減少配氣機構在工作時產生的沖擊和噪聲，可提高氣門組件的使用壽命及NVH性能。

HLA 的設計、制造技術主要由國外汽車零部件公司掌握[1-4]，國內學者對于HLA 的公開研究資料較少，主要集中于清華大學、江南大學等高等院校。趙江、趙瑩瑩等[5]研究了機械改液壓挺柱對發動機NVH性能的影響，對2種挺柱結構在冷熱機怠速、滿載升速、空載升速及倒托升速4種工況下的聲品質實測結果表明，機械改液壓挺柱后，發動機整機噪聲在中高速工況下獲得1～2 dB的優化，同時，缸蓋的振動加速度減小。清華大學趙雨東、陸際清等[6]針對有液壓間隙調節器的氣門機構，提出了模型中主要剛度和阻尼系數的確定方法，以及一種用于估算HLA 高壓腔機油混氣比的工程方法。江南大學李書軍[7]對HLA的泄沉特性進行了試驗研究，獲取了HLA 的相關參數，并對相關結果進行了敏度分析。

基于上述背景，開展液壓間隙調節器的相關理論研究、模型搭建、仿真分析、臺架測試等研究工作具有重要意義。本文在簡述液壓間隙調節器的結構與工作過程的基礎上，借助一維液力仿真軟件AMESim 搭建系統模型并對其部分工作特性進行研究。

2 液壓間隙調節器建模

2.1 液壓間隙調節器組成及工作原理

當挺柱體被凸輪1 托舉向上時（見圖1b、圖1c），推桿作用于支承座11 和柱塞7 上的反力迫使柱塞克服柱塞彈簧力而相對于挺柱體6 向下移動，于是柱塞下部壓力室2 內的油液壓力迅速提高，使得單向閥3 關閉。由于液體的不可壓縮性，整個挺柱如同剛體一樣上升，保證了必要的氣門升程。當油液壓力很高時，會有少許油液經柱塞7 和挺柱體6 之間的配合間隙泄漏，但并不影響挺柱的正常工作。同樣，在氣門受熱膨脹時，柱塞7 也會因受壓力作用而與挺柱作軸向相對運動，并且將油液自壓力室經過上述間隙擠出。因此，使用液壓間隙調節器可以不留氣門間隙而保證氣門受熱膨脹時仍然能夠與氣門座緊密貼合。當氣門開始關閉或冷卻收縮時（見圖1a），柱塞7 所受壓力降低，由于柱塞彈簧5 的作用，柱塞7 向上運動，始終與推桿13 保持接觸，同時，柱塞下部的壓力室2 中產生真空度，單向閥3 被吸開，油液流入并再次充滿整個柱塞內腔8。

圖1 液壓間隙調節器組成

2.2 液壓間隙調節器模型

液壓間隙調節器的AMESim 仿真模型如圖2 所示，系統關鍵仿真參數設置如下：凸輪回轉速度為500～2 000 r/min；油液為15W40機油；油液含氣量為1%；油溫為70 ℃。

圖2 液壓間隙調節器仿真模型

3 仿真與分析

液壓間隙調節器工作特性仿真結果如圖3所示。凸輪升程段工作路徑與液壓間隙調節器氣門-搖臂端接觸力、柱塞與挺柱體相對位移、液壓挺柱單向閥口過流及壓力室壓力的變化趨勢整體保持一致，少量油液經柱塞和挺柱體之間的配合間隙泄漏。

圖3 液壓間隙調節器的工作特性

圖4 所示為氣門位移隨凸輪轉角的變化情況，從圖4 中可以看出，氣門位移不受凸輪轉角變化的影響，氣門運動的一致性保持較好。

圖4 氣門位移隨凸輪轉角變化仿真曲線

綜合來看，凸輪升程段工作路徑與液壓間隙調節器受力、位移、過流及高壓腔壓力的變化趨勢一致，從而驗證了模型的正確性。

3.1 含氣量變化對氣門位移的影響

分別設置油液中的含氣量為0.5%、1.0%、2.0%、5.0%，設置高壓腔死區容積為1 cm3，不同油液含氣量條件下的氣門位移仿真曲線如圖5所示。從圖5b中可以明顯看出，在相同凸輪轉角處，隨著油液含氣量的提高，氣門位移相對減小，且氣門峰值位移最大差值約0.50 mm。這是因為，隨著油液中含氣量的提高，油液剛度相對降低，造成了初始運動的空行程，進而減小了氣門位移，故為提升氣門位移的精度，必須重視油液的含氣量，必要時可設置排氣裝置。

圖5 不同含氣量條件下的氣門位移仿真曲線

3.2 高壓腔死區容積對氣門位移的影響

事實上，當油液含氣量較高時，高壓腔并沒有隨動反饋，這與高壓腔死區容積密切相關，適當減小死區容積，如按0.001 cm3設置（不可設置為0），減小高壓腔死區容積后不同含氣量條件下的氣門位移仿真曲線如圖6 所示。由圖6 可以看出，氣門位移的隨動響應性有所提升，且氣門峰值位移最大差值約0.30 mm。這主要是因為隨著油液含氣量的增加，油液的可壓縮性相應提升，在高壓作用下，這種壓縮性更加明顯，而適當減小高壓腔死區容積則在一定程度上減小了此影響，故在工程實踐中應盡量減小高壓腔的容積。

圖6 減小高壓腔死區容積后不同含氣量條件下的氣門位移仿真曲線

3.3 油溫變化對氣門位移的影響

油溫對氣門位移的影響也很大，不同油溫條件下的氣門位移仿真曲線如圖7 所示，從圖7 中可以看出，隨著油溫的提高，在相同凸輪轉角處，氣門位移相對減小，且氣門峰值位移最大差值約0.10 mm。這是因為，對于相同牌號的機油，隨著油溫的升高，油液的粘度減小，泄漏量增加，從而導致氣門位移減小。所以，對于氣門位移的精度有嚴格要求的場合，必須考慮油溫變化對氣門升程的影響，并布置相應的冷卻油道，使機油的工作溫度始終保持在設定范圍內。

圖7 不同油溫條件下的氣門位移仿真曲線

3.4 機油牌號對氣門位移的影響

分別采用15W30和15W40機油開展仿真分析，氣門位移如圖8所示，仿真結果表明，在相同凸輪轉角處，使用15W40 機油時的氣門位移較使用15W30機油時大，且氣門峰值位移最大差值約0.15 mm。這是因為隨著油液的高溫運動粘度升高，相應運動粘度等級隨之提升，泄漏量減少。但從工程實際的角度來看，采用此種方法的工程實現成本較高，所以需要綜合考量。

圖8 采用不同牌號機油條件下的氣門位移仿真曲線

4 結束語

本文利用AMESim 軟件建立了液壓間隙調節器模型，重點分析了油液含氣量、高壓腔死區容積、油溫、機油牌號4個關鍵因素對氣門位移的影響，結果表明：隨著油液中含氣量的增加，氣門位移減小；高壓腔死區容積減小，氣門位移的隨動響應性有所提升；隨著油溫的升高，油液的粘度減小，泄漏量增加，從而導致氣門位移減小；隨著機油高溫運動粘度的升高，相應運動粘度等級隨之提升，泄漏量減少。本文可為發動機液壓間隙調節器開發提供借鑒，但今后還需通過實物測試對本文的仿真分析進行驗證。