無凸輪電液可變氣門機構動態特性試驗

杜 強，章振宇，趙長祿，張體恩，吳 瑤

(1. 北京理工大學 機械與車輛學院，北京 100081；2. 北京機電工程總體設計部，北京 100081；3. 中國人民解放軍火箭軍裝備部駐重慶地區軍事代表室，重慶 400000)

內燃機電氣化是提高發動機性能，滿足日趨嚴苛的排放法規的重要手段之一，電氣化的主要控制對象是缸內燃燒過程．在影響燃燒的要素中，噴油和點火已實現電子控制，內燃機電子控制在換氣領域中也逐漸得以應用[1]．文獻[2—9]表明，采用可變氣門技術可以減小泵氣損失、優化燃燒過程、提高內燃機動力性、排放和經濟性．

可變氣門技術可分為凸輪驅動式可變氣門機構和無凸輪可變氣門機構．在發動機控制技術不斷發展的背景下，無凸輪可變氣門機構可實現升程與正時的柔性可變，因而優勢逐漸顯現．

無凸輪可變氣門機構可分為電氣式、電磁式和電液式3種[10]．電氣式可實現氣門正時與升程的柔性可變，但由于其工質能量密度低、可壓縮性強且容易泄露使得可變氣門機構驅動部件尺寸大、控制難度高且可靠性差[10-14]．電磁式可變氣門機構控制難度低，但是其最大升程難以調節，氣門在保持開啟和關閉時需保持電磁鐵上電狀態，能耗較大[15-17]．電液式可變氣門機構因其設計靈活、功率密度大等特點，可以通過各種主動或被動的方式來控制驅動氣門運動的液壓油流量，進而得到靈活可控的氣門運動軌跡，實現軟著陸，被廣泛認為是一種具有良好應用前景的無凸輪氣門機構．

當前針對無凸輪電液可變氣門機構的研究多圍繞汽油機的應用開展[18-20]，然而在轉速不斷提高的背景下，可變氣門機構在柴油機上逐漸得以應用．與汽油機相比，柴油機氣門升程較大，而當前的無凸輪電液可變氣門機構難以滿足較大氣門升程(大于10mm)[21-22]．因此，筆者在總結前人工作經驗的基礎上，設計了一種可以滿足較大氣門升程與較快發動機轉速的無凸輪電液可變氣門機構(EHVVA)，并開展運行特性試驗．該機構可實現高速柴油機氣門正時、升程的完全柔性可變，提供理想的氣門運動型線；在探索氣門運動特性的基礎上，研究氣門運動過程中油壓波動對氣門運動的影響規律，并且進一步研究EHVVA的循環變動特性．該研究成果可以為機構的結構優化與精細化控制提供依據．

1 EHVVA工作原理與試驗平臺建立

圖1為筆者開發的EHVVA試驗系統工作原理示意．EHVVA試驗平臺由機電液耦合執行機構、電子控制單元(ECU)與上位機組成．機電液耦合執行機構用于驅動氣門運動并且可以通過傳感器采集系統內部的信息．ECU負責控制氣門運動、接收傳感器發送的信號、接收上位機發送的控制指令及向上位機發送傳感器所接受到的各類系統信息數據．上位機中的人機交互界面負責發送指令、接收并處理ECU所傳輸的傳感器數據信息以及實時顯示并儲存傳感器采樣數據．

圖1 電液可變氣門機構試驗裝置示意Fig.1 Schematic of the experimental set-up for EHVVA

ECU內部由高頻電磁閥驅動模塊、壓力控制比例閥驅動模塊、傳感器信號接收模塊和通訊電路模塊組成．為實現人機交互界面所應具有的功能，其內部包括用于通訊、支持底層通訊協議的CAN總線數據接收模塊，用于處理底層設備所采集到的信號數據處理模塊以及用于向底層設備發送改變工況命令的數據信號發送模塊．面向柴油機運行工況，試驗轉速分別為2500、2000、1500和1000r/min，氣門開啟持續期分別為210°、240°和270°CA，氣門最大升程為12mm．

當機構工作時，高頻電磁閥打開，高壓油路與柱塞腔連通，柱塞在高壓油的驅動下推動氣門克服彈簧預緊力開啟．此時，柱塞背面與背壓油路相通，從而減緩柱塞對機構的沖擊，背壓油路壓力由減壓閥控制．隨著高頻電磁閥關閉，柱塞腔與低壓油路連通，氣門在彈簧的作用下落座．ECU通過控制高頻電磁閥的驅動信號進而控制氣門開啟與關閉的正時，通過比例閥控制高壓端壓力結合氣門開啟信號脈寬實現正時與升程的柔性可變．氣門升程通過米銥ILD1420-25激光位移傳感器采集，驅動壓力由愛爾AE-H-G-H1傳感器采集，二者采樣頻率均為2kHz．

2 試驗結果分析

2.1 EHVVA與凸輪機構對比

為更好評價EHVVA的性能，將EHVVA的運動特性與傳統凸輪驅動氣門機構運動特性相對比．采用豐滿系數ψ[23]定量表征氣門型線性能，即

式中：h為氣門升程；α為氣門在某升程下所對應的曲軸轉角；θ為氣門開啟持續期；Hmax為氣門升程最大值．

定義EHVVA豐滿系數為ψH，基于凸輪驅動的配氣機構豐滿系數為ψC；EHVVA的氣門落座速度(氣門關閉過程中升程為0.1mm所對應時刻的速度)為vHc．選取動力性能好且豐滿系數高的高次多項式凸輪型線作為與EHVVA氣門運動型線比較的對象[23]，即

式中：y為氣門位移；C0、C2、Cp、Cq、Cr和 sC為方程待定系數；x為凸輪曲軸轉角；p、q、r和s為方程待定指數．方程待定系數與方程待定指數并不獨立．在確定方程待定指數后通過氣門運動最大升程、工作段半包角、初始速度和加速度約束來確定方程待定系數．其中C0受氣門運動最大升程約束為12．凸輪機構氣門落座速度定義為緩沖段終點氣門速度，其大小的選取取決于氣門間隙和凸輪與氣門間傳動系剛度．為方便比較，設氣門間隙為0mm，凸輪與氣門間傳動系剛度無限大，因而氣門落座速度為0[23]．

通過優化不同p、q、r和s時的 0C、C2、Cp、qC、Cr和 sC獲得最優型線．凸輪型線的設計準則是在氣門開啟過程正加速度持續時間大于15°CA的條件下豐滿系數最大[23]．表1所示氣門開啟持續期為210°、240°和270°CA時凸輪型線方程的最優指數、系數組合．

表1 不同開啟持續期的凸輪驅動氣門機構參數Tab.1 Parameters of the cam-derived valve mechanism under different durations

根據上述設計方法以及氣門運動邊界條件，最終確定了不同氣門開啟持續期下的最優凸輪型線并與試驗獲得的EHVVA氣門運動型線對比，結果如圖2所示．圖2a所示發動機轉速為2500r/min時EHVVA與傳統基于凸輪的配氣機構氣門運動型線對比，表明EHVVA豐滿系數比傳統基于凸輪式的配氣機構大3.13%．這說明在柴油機高轉速下EHVVA可以提升發動機指示熱效率，并且能夠滿足發動機燃燒對于換氣的需求．

圖2 不同轉速下EHVVA與凸輪機構氣門型線對比Fig.2 Comparison of valve lift between EHVVAand cam-derived valve mechanism under different engine speeds

隨著發動機轉速降低到2000r/min如圖2b所示，EHVVA的氣門豐滿系數ψH增加，而傳統凸輪氣門機構的豐滿系數ψC保持不變．隨著發動機轉速繼續降低，ψH持續增加如圖2c所示．當發動機轉速最終降為1000r/min時，ψH比ψC高出36%～42%如圖2d所示．隨著氣門開啟持續期由210°CA增加到270°CA，EHVVA與傳統凸輪驅動配氣機構氣門升程曲線的豐滿系數都隨之增大．

對于傳統的凸輪型線，其豐滿系數是由高次多項式系數以及氣門運動約束所決定，因而ψC與發動機轉速并無關聯．而EHVVA中，氣門上升與下降過程主要受高頻電磁閥流通特性影響，流量在油壓與油溫不變時變化較小．因此，EHVVA氣門上升與下降的時間不隨發動機轉速或氣門開啟持續期的變化而變化；當氣門開啟持續期增加時，氣門循環運動時間增加、氣門上升和下降時間所占比例減少，有利于提高ψH；ψH與氣門開啟持續期正相關，與轉速負相關．

圖3為EHVVA與凸輪機構的氣門運動速度對比，氣門落座速度也同時在圖中給出．當轉速達到2500r/min時，二者速度峰值大致相同，而EHVVA氣門速度相較于凸輪機構而言波動較為明顯，尤其是在氣門上升階段，如圖3a所示．這是由于EHVVA中氣門運動特性受油壓波動影響，由圖1所示的EHVVA原理可知，液壓氣門上升過程受到液壓驅動力的影響，下降過程受彈簧彈力主導．因此，氣門在上升階段速度波動更為明顯，而這種油壓波動在EHVVA工作循環間會產生較大差異進而造成速度上的波動，使得EHVVA氣門運動循環間產生差異．圖3b所示當轉速下降到2000r/min時，EHVVA的氣門運動速度峰值高于凸輪機構氣門運動速度．當轉速繼續下降達到1500r/min和1000r/min如圖3c、圖3d所示，EHVVA的速度峰值明顯高于凸輪機構，二者速度峰值差值隨著轉速降低而升高，并且各個轉速下氣門運動過程速度都具有波動．這是由于EHVVA氣門運動速度受電磁閥通過流量控制與轉速無關，而凸輪機構的氣門運動速度受轉速與凸輪型線控制，其氣門運動速度與轉速直接相關．因而當轉速降低時，凸輪機構氣門運動速度隨之降低，但EHVVA速度變化情況在其上升與落座過程不隨著轉速變化而變化．

圖3 不同轉速下EHVVA與凸輪機構氣門速度對比Fig.3 Comparison of valve velocity between EHVVA and cam-derived valve mechanism under different engine speeds

從圖3可以看出，各轉速下EHVVA氣門落座過程速度峰值大，且落座過程負向速度持續期短，這就使得EHVVA氣門落座過程時間較短．原因在于電磁閥的流通特性較好，當高頻電磁閥斷電時驅動活塞在兩端壓差和彈簧作用下促使氣門迅速關閉．而這種現象也使得EHVVA氣門開始落座的時刻偏晚，進而使得氣門運動型線有較高的豐滿系數．

圖4 為EHVVA與凸輪驅動配氣機構的氣門運動加速度對比．當轉速為2500r/min時，EHVVA加速度曲線在升程較大時會出現明顯的波動，這是由于柱塞腔內的液壓油壓力波動所致．此時，EHVVA加速度的峰值小于凸輪機構．隨著轉速降為2000r/min，凸輪機構加速度曲線波動趨緩．當轉速為1500r/min時，EHVVA的加速度峰值開始超過凸輪機構的加速度，同時氣門升程較大時的加速度波動幾乎消失．當轉速進一步降為1000r/min時EHVVA的加速度峰值明顯高于凸輪機構．由于EHVVA的加速度不受轉速影響，不同轉速下EHVVA加速度變化較小．而對于凸輪機構，氣門運動受其凸輪型線限制．隨著轉速升高，其氣門加速度峰值增加．高轉速下EHVVA相比凸輪機構具有較低的加速度，因而有較小的慣性力．但低轉速下EHVVA加速度峰值相對較大，但其絕對值較小，對于配氣機構可靠性影響較小．

圖4 不同轉速下EHVVA與凸輪機構氣門加速度對比Fig.4 Comparison of valve acceleration between EHVVA and cam-derived valve mechanism under different engine speeds

2.2 EHVVA動態特性分析

由于液壓油作為驅動氣門運動的工質，其工作周期內的動態變化特性對于機構的運行有著直接的影響，開展了不同轉速下氣門運動與油壓變化關系的研究．由于柱塞腔無法安裝傳感器因而將傳感器安裝在高頻電磁閥與柱塞腔之間的油道上，并用此油壓表征柱塞腔內油壓變化規律．圖5為不同轉速下單個周期內EHVVA氣門升程與柱塞腔油道油壓及控制信號的變化對比，此時氣門開啟角為240°CA．

圖5 氣門升程為12mm時EHVVA的控制信號、油壓與升程Fig.5 Control signal，driving pressure and valve lift for EHVVA under the lift of 12mm

圖5a所示轉速為2500r/min時EHVVA的動態特性．當控制信號發出后，氣門并未立即開啟，而是延時cφ后，柱塞腔油道油壓開始上升．當柱塞腔油道油壓經過液壓響應時間dφ后上升到第一個峰值時，氣門開始開啟，此時柱塞腔容積增大，油壓開始回落．這是由于活塞所受的密封圈靜摩擦力與氣門所受彈簧預緊力合力較大，較低的油壓無法打開氣門．但當油壓上升至足夠大即由柱塞腔油壓所產生的油壓驅動力可以克服靜摩擦力與氣門彈簧預緊力使得氣門開始打開時，氣門的運動使得柱塞腔內容積突然增大，從而導致油壓降低．驅動油壓在氣門上升過程中不斷震蕩，也導致了如圖4a所示的加速度波動．

氣門在最大升程保持一段時間后，電磁閥關閉，低壓油路接通，液壓油由柱塞腔進入低壓油路．此時柱塞腔內油壓迅速下降，但由于活塞所受密封圈靜摩擦力的作用及氣門與活塞等部件的慣性，當油腔內油壓迅速下降時氣門并未開始關閉，而是等油壓下降到一定程度時氣門才會開始落座．此時柱塞腔內的容積迅速減小，而機構中氣門的落座速度高于高頻電磁閥的流通能力，使得柱塞擠壓尚未及時流出的液壓油，導致油壓在氣門落座過程又產生一個峰值．

隨著轉速降低，氣門升程曲線出現了明顯的“平臺”，當氣門升程達到平臺位置時，受機械限位限制，柱塞運動停止，油腔容積不再變化，柱塞腔內的油壓在驅動端與蓄能器的作用下開始增加，形成了油壓的一個極小值點，油壓曲線也出現了相對穩定的波動期(持續期hφ)，隨后油壓開始下降，經過fφ時長后油壓回歸到低壓端壓力，氣門運動也隨之結束，如圖5b～圖5d所示．

因此，中、低轉速下氣門單個工作循環內柱塞腔油壓變化過程可分為：(1)氣門打開過程由高頻電磁閥與供油端壓力所主導的柱塞腔油壓建立過程Sφ；(2)氣門達到其最大升程(如控制信號脈寬足夠長，此時液壓油達到其最大油壓值后的第一個極小值)到油壓開始下降的油壓保持階段hφ；(3)從油壓開始下降到柱塞腔油壓完全卸荷，由高頻電磁閥、低壓油路油壓和氣門運動狀態所共同影響的油壓卸荷階段fφ．而圖5a所示的高速工況，油壓只出現兩階段變化是由于控制信號脈寬較短，柱塞腔油道油壓尚未達到油壓保持階段，低壓油路即被接通．

為更好實現對EHVVA機構的控制，定義出現油壓保持階段的氣門運動狀態為系統充分響應狀態，反之則為非充分響應狀態．

圖6為試驗獲得的不同區域之間躍遷，當供油壓力小于5MPa時驅動油壓無法突破機構自身存在的靜摩擦力與氣門彈簧預緊力之和，試驗中最大供油壓力為14MPa．當供油油壓不變時，氣門運動狀態隨著控制信號脈寬的增加逐漸由非充分響應狀態到充分響應狀態轉換，并且出現具有充分響應狀態與非充分響應狀態并存現象的過渡區．

圖6 不同供油油壓下的系統工作油壓躍遷Fig.6 Transition between different system’s supplyoil pressure response state under different supply oil pressure

從試驗結果可知，充分響應區、過渡區和非充分響應區的轉換邊界可近似采用線性擬合為

式中：S為控制信號脈寬；p為供油系統供油壓力．

氣門能夠運動到最大穩定升程是油壓能夠完全建立的必要條件．而在對于EHVVA單循環動態特性分析中(圖5)，氣門達到最大穩定升程前控制信號經歷兩個階段，即油壓延時 cφ和油壓建立 Sφ，延時期cφ在不同供油油壓下變化較小．在供油油壓為5～10MPa時，氣門最大升程尚未到達機械限位，氣門升程隨著供油油壓的增大而升高，因而氣門到達最大升程所需油量增加，使得Sφ有增加趨勢；另一方面，油壓增大使得氣門運動速度增加，會抑制Sφ增大．兩方面因素競爭使得此油壓范圍內，實現氣門充分響應所需控制信號脈寬先增加后減小．當供油壓力超過10MPa時，受機械限位影響，氣門最大升程保持為12mm，驅動氣門達到最大升程的液壓油量不變，且此時驅動油壓足夠高，氣門運動速度變化的影響較小，因而充分響應所需脈寬幾乎不變．當供油壓力達到14MPa時，系統溢流閥開始工作，因此，油壓建立過程較慢，所需脈寬明顯增大．

2.3 EHVVA循環波動特性

為研究氣門多循環特性，圖7顯示轉速為2500r/min時在供油壓力為9MPa和7MPa條件下50個工作循環的EHVVA氣門運動曲線與柱塞腔驅動油壓的變化，此時氣門升程小于12mm，因而不會達到機構所設定的機械限位的程度，可充分反映油壓波動與氣門運動波動特性的影響．

圖7 EHVVA多循環工作動態Fig.7 Multi-cycle dynamic performance for EHVVA

為了更好地評價氣門工作循環間各參數變動程度，選取單循環最大油壓pmax、單循環氣門最大升程Lmax、EHVVA單循環氣門型線時面值Tf，并引入循環變動率CoV用于評價各個EHVVA循環特征參數的循環間波動程度[24]，分析EHVVA多循環變動情況．其定義為

式中：σX為樣本標準差；X為樣本平均值．

不同循環間高壓油道壓力波動變化導致氣門上升過程的速度差異，從而引起氣門運動型線時面值的循環變動．氣門運動型線時面值Tf定義為

圖8為不同供油壓力下氣門運動時面值隨循環發生變化示意．當供油壓力為9MPa時，氣門運動時面值平均值為92.18mm·°CA，循環變動率為2.6%；當供油壓力為7MPa時，配氣機構氣門運動時面值平均值為62.31mm·°CA，循環變動率為3.0%．氣門運動型線時面值循環變動率都低于4.0%，說明氣門運動型線時面值的循環一致性較好．

圖8 不同供油壓力下氣門運動型線時面值多循環試驗結果Fig.8 Result of multi-cycle test on valve motion profile’s time area value under different oil supply pressures

圖9為不同供油壓力下EHVVA最大升程的多循環變動情況．當供油壓力為9MPa時，多數循環內EHVVA的最大升程保持在11.22mm，其循環變動率為1.0%；當供油壓力為7MPa時，氣門最大升程平均值為7.5mm，其循環變動率為3.1%．說明EHVVA系統的升程循環變動小，有利于實現升程全工況柔性可變．

圖9 EHVVA最大升程多循環試驗結果Fig.9 Multi-cycle dynamic characteristics of Lmax for EHVVA

圖10為不同供油壓力下EHVVA驅動油壓的最大值循環變動．由于EHVVA的驅動依賴于液壓油作為工質推動柱塞腔活塞進而推動氣門，油壓的變化就會直接影響配氣機構中氣門的運動．由圖5可知，驅動油壓最大值出現在氣門達到升程峰值之前．氣門在上升過程中，其運動速度小于液壓油流動速度，使得液壓油壓力上升至峰值進而推動氣門運動至最大升程處．由試驗可知，供油壓力為9MPa時EHVVA驅動壓力峰值的平均值為13.57MPa，其循環變動率為3.3%；供油壓力為7MPa時EHVVA驅動壓力峰值的平均值為7.13MPa，其循環變動率為2.6%．

圖10 不同供油壓力下最大油壓多循環試驗結果Fig.10 Experiment results under multi-cycle condition of pmax under different oil supply pressures

循環內油壓值在不同供油壓力下變化較大，這是因為在不同供油壓力條件下氣門運動達到峰值之前氣門運動與高頻電磁閥通流所產生的液壓油擠壓情況發生變化較大所導致．但在不同供油壓力下循環變動率都小于4.0%，這就使得氣門運動型線時面值循環變動率可以控制在較小范圍內．

為了探索3個循環特征之間的內部聯系，引入線性相關性系數ρ，探尋不同特征之間的關系．

式中：N為循環特征樣本量；Xi、Yi為循環特征樣本值；X、Y為循環特征樣本平均值；式中分子部分為不同循環特征間協方差；Xσ、Yσ為循環特征標準差．

表2為單循環內最大油壓、最大升程和時面值之間的相關性系數．其中，7MPa下最大升程與時面值呈現極強的線性相關性，而9MPa下二者線性相關性較小，這是由于此時氣門運動過程對油壓波動較為敏感，因而最大升程也隨之波動．當驅動油壓較大時，油壓波動對氣門運動過程影響較小，因而時面值與最大升程的相關性變小．除Lmax與Tf外其余各循環特征線性相關性較低．這是由于這3個指標的主要影響因素不同．pmax主要受驅動端壓力、高頻電磁閥通流特性以及氣門運動的影響．Lmax受油壓驅動端壓力影響．Tf在較高驅動壓力下主要由電磁閥響應性所決定．從對最大升程、時面值的影響因素上看，為了實現氣門運動的穩定快速控制和實現氣門運動最優化，提升高頻電磁閥響應性與流通特性，針對EHVVA的油壓波動性的補償控制是提升EHVVA性能的有效途徑．

表2 不同供油壓力下循環特征間相關性系數Tab.2 Correlation coefficient of different cyclical characteristic under different oil supply pressures

3 結論

(1) 研究了2500、2000、1500和1000r/min下EHVVA的運行特性，并與傳統凸輪驅動氣門機構特性對比，結果表明EHVVA的氣門豐滿系數在上述轉速下均高于傳統凸輪驅動機構．

(2) EHVVA的運動速度、加速度與發動機轉速相關性很小，主要受系統的機-電-液特性影響；在高轉速下氣門加速度持續時間長、加速度峰值小，有利于減小慣性力，提高氣門墊圈壽命，低轉速下加速度峰值相對于傳統配氣機構加速度峰值大，但其值與高轉速時的差別很小．

(3) 氣門運動可根據柱塞腔內油壓變化分為3個階段，分別是由高頻電磁閥響應性能與供油端壓力主導的油壓建立階段，由供油系統供油壓力與信號脈寬主導的油壓保持階段，受低壓油壓與氣門運動狀態共同影響的油壓卸荷階段．

(4) 隨著轉速的增大，氣門驅動信號脈寬變小，油壓保持階段漸漸難以維持，氣門運動逐漸由充分響應轉捩為非充分響應；在供油油壓為5～10MPa時，氣門最大升程增加與氣門運動速度加快兩方面因素競爭使得此油壓范圍內，實現氣門充分響應所需控制信號脈寬先增加后減小；當供油壓力超過10MPa時，氣門最大升程保持不變，氣門運動速度變化較小，充分響應所需脈寬幾乎不變；當供油壓力達到14MPa時，系統溢流閥開始工作，油壓建立過程較慢，所需脈寬明顯增大．

(5) EHVVA多循環試驗結果表明，其運行過程中循環波動較小，典型指標的循環變動系數均小于4.0%；EHVVA驅動油壓循環間的變動是導致氣門運動特性循環變動的主因．