電液式可變氣門系統(tǒng)的仿真與實(shí)驗(yàn)優(yōu)化*

張翔宇，堯命發(fā)，鄭尊清，劉海峰

(天津大學(xué)，內(nèi)燃機(jī)燃燒學(xué)國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，天津 300072)

2016088

電液式可變氣門系統(tǒng)的仿真與實(shí)驗(yàn)優(yōu)化*

張翔宇，堯命發(fā)，鄭尊清，劉海峰

(天津大學(xué)，內(nèi)燃機(jī)燃燒學(xué)國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，天津 300072)

利用AMESIM軟件建立電液可變氣門機(jī)構(gòu)模型，以研究關(guān)鍵參數(shù)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(jìn)回油管直徑等對(duì)氣門升程特性的影響，結(jié)果表明，液壓缸直徑與進(jìn)回油管直徑存在最優(yōu)值，分別為16和6mm。在此基礎(chǔ)上建造了電液可變氣門系統(tǒng)試驗(yàn)平臺(tái)，對(duì)氣門落座速度進(jìn)行優(yōu)化。結(jié)果表明，采用多脈沖信號(hào)控制使落座速度由1.43降至0.82m/s時(shí)，其所對(duì)應(yīng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速由2 370降至1 497r/min，難以滿足要求。利用單向節(jié)流閥進(jìn)行節(jié)流可以使落座速度降至0.3m/s，但因回落過程一直存在節(jié)流損失，回落時(shí)間較長，與此對(duì)應(yīng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為1 130r/min。采用開關(guān)電磁閥與單向節(jié)流閥并聯(lián)策略，可在有效降低落座速度的同時(shí)，縮短氣門回落時(shí)間，在供油壓力為15MPa，落座速度為0.3m/s條件下，該系統(tǒng)可滿足柴油機(jī)2 500r/min工況的需求。

電液可變氣門正時(shí)；氣門落座速度；仿真；實(shí)驗(yàn)優(yōu)化

前言

可變氣門技術(shù)改變了傳統(tǒng)發(fā)動(dòng)機(jī)固定氣門運(yùn)動(dòng)規(guī)律，在不同轉(zhuǎn)速和負(fù)荷下實(shí)現(xiàn)發(fā)動(dòng)機(jī)外部進(jìn)氣狀態(tài)和內(nèi)部熱力狀態(tài)的優(yōu)化，是提高進(jìn)氣充量、降低泵氣損失、改善燃油經(jīng)濟(jì)性和排放的有效手段，對(duì)可變氣門技術(shù)的研究成為國內(nèi)外內(nèi)燃機(jī)技術(shù)研究熱點(diǎn)[1-2]。按照結(jié)構(gòu)特點(diǎn)和驅(qū)動(dòng)方式的不同，可變氣門機(jī)構(gòu)主要分為基于凸輪的可變氣門機(jī)構(gòu)和無凸輪可變氣門機(jī)構(gòu)[3]。

基于凸輪可變氣門機(jī)構(gòu)已應(yīng)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(jī)構(gòu)，可變凸輪型線的VTEC[8]和MIVEC[9]等機(jī)構(gòu)以及可變凸輪從動(dòng)件的HVT[10]，Multiair[11]和Valvetronic[12]等機(jī)構(gòu)。對(duì)1990-2003年基于凸輪的機(jī)械式可變氣門專利進(jìn)行匯總[13]，可以發(fā)現(xiàn)，1997年以前，申請(qǐng)專利基本都是機(jī)械式可變凸輪型線機(jī)構(gòu)，而從1998年開始，可變從動(dòng)件機(jī)構(gòu)專利數(shù)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(jī)構(gòu)相比，無凸輪可變氣門機(jī)構(gòu)可以靈活控制氣門運(yùn)動(dòng)規(guī)律，更容易實(shí)現(xiàn)一些特殊控制策略，如氣門制動(dòng)策略[14]、內(nèi)部EGR策略[15]和沖程改變策略[16]等，最大程度優(yōu)化了進(jìn)排氣過程，改善了燃燒與排放。相比電磁[17-19]和電機(jī)[20]無凸輪可變氣門機(jī)構(gòu)，電液無凸輪可變氣門機(jī)構(gòu)由于其高可靠性和低耗能將成為未來可變氣門技術(shù)發(fā)展的主流，許多國內(nèi)外研究機(jī)構(gòu)都開發(fā)出自己的電液驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)并開展了相關(guān)的研究工作，如EHVS系統(tǒng)采用兩個(gè)兩位電磁閥分別控制進(jìn)回油，并利用可變節(jié)流閥控制落座速度[21]，HVA系統(tǒng)采用兩個(gè)先導(dǎo)閥控制一個(gè)比例閥，進(jìn)而可以精確控制氣門運(yùn)動(dòng)規(guī)律[22]，F(xiàn)VVT系統(tǒng)采用頻寬高達(dá)400Hz的三位四通高速電磁閥，能夠保證氣門軟著落的同時(shí)滿足發(fā)動(dòng)機(jī)4 000r·min-1工況需求[23]，與此類似，F(xiàn)FVA采用400Hz的四位高速電磁閥控制氣門運(yùn)動(dòng)[24]；文獻(xiàn)[25]和文獻(xiàn)[26]中首先對(duì)普通液壓缸進(jìn)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(gè)節(jié)流口和兩個(gè)節(jié)流閥對(duì)最大升程處和落座處進(jìn)行緩沖，文獻(xiàn)[27]中通過在液壓缸加工一節(jié)流槽以及安裝碟形彈簧來降低活塞落座沖擊力，文獻(xiàn)[28]中采用Monte Carlo算法對(duì)液壓缸緩沖節(jié)流口數(shù)目、孔徑及分布進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)，實(shí)現(xiàn)最佳的緩沖效果。然而在研發(fā)過程中，為了保證電液無凸輪可變氣門系統(tǒng)較高的可靠性與響應(yīng)性，存在液壓缸結(jié)構(gòu)較復(fù)雜、電磁閥價(jià)格較高(高頻寬)、研發(fā)周期較長等問題。相比汽油機(jī)，柴油機(jī)具有額定轉(zhuǎn)速較低，系統(tǒng)阻力較大(氣門彈簧預(yù)緊力高)等特點(diǎn)，因此在滿足試驗(yàn)柴油機(jī)工況需求，保證可靠性和響應(yīng)性的前提下有必要降低電磁閥頻寬，簡(jiǎn)化液壓缸結(jié)構(gòu)，縮短研發(fā)周期。

本文中針對(duì)電液可變氣門機(jī)構(gòu)在試驗(yàn)柴油機(jī)上的應(yīng)用，自主開發(fā)一套無凸輪全可變電液氣門機(jī)構(gòu)，對(duì)機(jī)構(gòu)的響應(yīng)速度和落座速度進(jìn)行了探索研究，并成功地將該機(jī)構(gòu)應(yīng)用于試驗(yàn)柴油機(jī)上。

1 試驗(yàn)系統(tǒng)和研究方法

1.1 電液可變氣門系統(tǒng)試驗(yàn)平臺(tái)

圖1為電液可變氣門系統(tǒng)實(shí)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(fù)電壓三脈沖信號(hào)對(duì)電磁閥進(jìn)行控制。液壓缸為普通的單桿雙作用液壓缸，當(dāng)供給電磁閥為正電壓時(shí)氣門開啟，當(dāng)供給電磁閥為負(fù)電壓時(shí)氣門開始回落。蓄能器裝在電磁閥附近，在液壓系統(tǒng)啟動(dòng)或電磁閥換向過程中可吸收和緩沖液壓沖擊，平穩(wěn)壓力波動(dòng)，同時(shí)還可作為輔助動(dòng)力源，降低整個(gè)液壓系統(tǒng)的能耗。

圖2為電液可變氣門控制與測(cè)試系統(tǒng)原理圖，主要由供油系統(tǒng)、液壓缸、高速電磁閥、數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)、控制系統(tǒng)ECU、傳感器(曲軸轉(zhuǎn)角編碼器、接近式霍爾傳感器和電渦流位移傳感器)、發(fā)動(dòng)機(jī)和微機(jī)組成。利用接近式霍爾傳感器測(cè)出原發(fā)動(dòng)機(jī)凸輪軸正時(shí)齒輪信號(hào)作為每個(gè)工作循環(huán)下ECU觸發(fā)信號(hào)，曲軸轉(zhuǎn)角編碼器測(cè)出曲軸轉(zhuǎn)角信號(hào)作為ECU計(jì)數(shù)信號(hào)，利用微機(jī)改變ECU不同計(jì)數(shù)信號(hào)下所對(duì)應(yīng)電壓值來實(shí)現(xiàn)對(duì)電磁閥的控制，供油系統(tǒng)提供液壓缸動(dòng)力，液壓缸在電磁閥控制下改變氣門運(yùn)動(dòng)規(guī)律，位移傳感器實(shí)時(shí)將位移信號(hào)反饋回?cái)?shù)據(jù)采集系統(tǒng)。

1.2 設(shè)計(jì)需求

為開展變氣門技術(shù)研究工作，需要在試驗(yàn)柴油機(jī)常用工況點(diǎn)(1 400r·min-1)采用電液可變氣門機(jī)構(gòu)替代原機(jī)固定氣門機(jī)構(gòu)。表1給出了原柴油機(jī)氣門機(jī)構(gòu)工作參數(shù)。圖3為在不同轉(zhuǎn)速下根據(jù)原柴油機(jī)凸輪型線所計(jì)算的原始?xì)忾T落座速度和氣門開啟持續(xù)期，因此，通過測(cè)量實(shí)際的可變氣門開啟持續(xù)期即可反算出電液可變氣門所適應(yīng)的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速。如在1 400r·min-1工況下，為替代原機(jī)氣門，電液可變氣門必須在29ms內(nèi)實(shí)現(xiàn)一次完全開閉運(yùn)動(dòng)，同時(shí)氣門落座速度低于原機(jī)氣門最大落座速度0.3m·s-1；而在柴油機(jī)額定轉(zhuǎn)速2 500r·min-1工況下，電液可變氣門必須在16.2ms內(nèi)實(shí)現(xiàn)一次完全開閉運(yùn)動(dòng)。

表1 氣門機(jī)構(gòu)工作參數(shù)

1.3 電液可變氣門機(jī)構(gòu)模型

為了預(yù)測(cè)不同液壓組件參數(shù)對(duì)液壓系統(tǒng)性能的影響，首先利用AMESIM軟件建立了電液可變氣門機(jī)構(gòu)模型，如圖4所示，主要包括液壓供油系統(tǒng)、電磁閥控制系統(tǒng)和液壓缸。

2 電液可變氣門系統(tǒng)模型仿真與優(yōu)化

表2列出影響電液可變氣門系統(tǒng)性能的重要設(shè)計(jì)參數(shù)。采用三脈寬控制策略，控制頻率為11.67Hz(對(duì)應(yīng)1 400r·min-1工況點(diǎn))，進(jìn)油信號(hào)(正電壓)持續(xù)時(shí)間為15ms，分別研究不同設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)氣門運(yùn)動(dòng)規(guī)律的影響。其中在研究某一設(shè)計(jì)參數(shù)的變化影響時(shí)，其它設(shè)計(jì)參數(shù)采用表中括號(hào)內(nèi)數(shù)值。

表2 液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)參數(shù)

圖5為電磁閥頻寬對(duì)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(shí)刻延遲、提高氣門上升速度，從而提高電液可變氣門系統(tǒng)響應(yīng)，但同時(shí)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(fù)載流量)對(duì)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(dāng)電磁閥額定流量低于15L·min-1時(shí)，液壓氣門將不能在14.5ms內(nèi)完全打開，即電液可變氣門系統(tǒng)不能滿足1 400r·min-1工況需求。為提高整個(gè)液壓系統(tǒng)的響應(yīng)性，需采用較高額定流量的電磁閥。本系統(tǒng)采用HVM064直動(dòng)式電磁閥，其頻寬值約為83Hz，可以滿足系統(tǒng)需求，其流量有20，30和40L·min-1等型號(hào)，最終選擇HVM064-40型號(hào)作為本系統(tǒng)電磁閥。

圖7為液壓缸活塞直徑對(duì)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?yàn)楫?dāng)活塞直徑較小(如12mm)時(shí)，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(dāng)活塞直徑較大(如25mm)時(shí)，充滿液壓缸所需流量較多，同樣會(huì)導(dǎo)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(dǎo)致氣門落座時(shí)間延長，綜合考慮，活塞直徑確定為16mm，活塞桿直徑相應(yīng)歸整化為10mm。

圖8為供油壓力對(duì)氣門升程的影響曲線。當(dāng)供油壓力過低(如6MPa)時(shí)，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?yàn)楫?dāng)液壓力足以克服氣門彈簧作用時(shí)，液壓缸速度受限于系統(tǒng)流量。最終的供油壓力可根據(jù)實(shí)際氣門響應(yīng)和線型需求來選擇。

圖9為油泵流量對(duì)氣門升程的影響曲線。當(dāng)油泵流量過小(如1.4L·min-1)時(shí)，整個(gè)液壓系統(tǒng)流量受限，導(dǎo)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(shí)際系統(tǒng)損失、更高轉(zhuǎn)速的拓展及整個(gè)系統(tǒng)散熱能力，本系統(tǒng)油泵流量確定為7L·min-1。

圖10為蓄能器容積對(duì)氣門升程的影響曲線，可以看出，當(dāng)蓄能器容積過小時(shí)(如0.1L)不足以及時(shí)補(bǔ)充油源，導(dǎo)致氣門上升較慢，而當(dāng)蓄能器容積大于0.3L時(shí)，此時(shí)氣門運(yùn)動(dòng)規(guī)律基本一致，考慮實(shí)際系統(tǒng)損失、安裝位置限定及蓄能器產(chǎn)品規(guī)格，最終確定為0.63L。

圖11為進(jìn)回油管直徑對(duì)氣門升程的影響曲線。當(dāng)進(jìn)油管直徑過小(如3mm)時(shí)，節(jié)流損失增加，流經(jīng)液壓缸的流量受限，同時(shí)回油阻力增加，導(dǎo)致氣門上升與回落速度緩慢，當(dāng)進(jìn)油管直徑過大(如10mm)時(shí)，液壓缸與電磁閥之間液壓腔體積增大，整個(gè)液壓系統(tǒng)剛度下降，導(dǎo)致氣門開啟稍有延遲，因此進(jìn)回油管直徑確定為6mm。

3 系統(tǒng)模型試驗(yàn)驗(yàn)證和試驗(yàn)優(yōu)化

3.1 電液可變氣門系統(tǒng)模型試驗(yàn)驗(yàn)證

根據(jù)模型優(yōu)化參數(shù)搭建電液可變氣門試驗(yàn)平臺(tái)，在1 400r·min-1發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速下對(duì)氣門升程和液壓缸有桿腔壓力進(jìn)行測(cè)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(dǎo)得出)和液壓缸有桿腔壓力實(shí)測(cè)值與模擬值對(duì)比，結(jié)果顯示模型能夠準(zhǔn)確反映出氣門的實(shí)際運(yùn)動(dòng)趨勢(shì)(上升時(shí)間、回落時(shí)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(shí)際不確定因素的影響，模擬氣門落座速度與實(shí)測(cè)氣門落座速度仍存在一定誤差，需要進(jìn)一步在試驗(yàn)基礎(chǔ)上優(yōu)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(tǒng)落座速度試驗(yàn)優(yōu)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(duì)氣門升程、氣門落座速度和氣門持續(xù)期(根據(jù)氣門持續(xù)期可計(jì)算電液氣門系統(tǒng)所適應(yīng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速)進(jìn)行了試驗(yàn)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(yīng)的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)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(shí)增大，而所適應(yīng)的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速隨之降低；當(dāng)氣門最大升程不變時(shí)，氣門落座速度與所適應(yīng)的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速隨著供油壓力增加而增大。在8MPa供油壓力下，電液氣門達(dá)到原機(jī)最大氣門升程，所適應(yīng)的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和落座速度分別為2 370r·min-1和1.43m·s-1，雖然轉(zhuǎn)速滿足設(shè)計(jì)要求，但是落座速度超出設(shè)計(jì)目標(biāo)(0.3m·s-1)，需要進(jìn)行緩沖設(shè)計(jì)。

3.2.2 多脈沖控制策略

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

圖17是c信號(hào)脈寬為10ms時(shí)不同供油壓力和氣門升程下的氣門落座速度和所適應(yīng)的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速曲線。在供油壓力為8MPa時(shí)，其對(duì)應(yīng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)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(yīng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速也顯著下降，這表明對(duì)于設(shè)計(jì)目標(biāo)，電磁閥頻響(83Hz)相對(duì)較低，不足以滿足多脈沖響應(yīng)需求，在不改變?cè)须姶砰y頻響基礎(chǔ)上，必須采用外部緩沖對(duì)落座速度進(jìn)行優(yōu)化。

3.2.3 三脈沖控制策略+單向節(jié)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(jié)流閥，如圖18所示，可以保證氣門在回落過程中產(chǎn)生較大的節(jié)流損失，從而降低氣門落座速度。圖19為不同節(jié)流閥節(jié)流口面積對(duì)氣門運(yùn)動(dòng)規(guī)律的影響。通過改變節(jié)流面積可以實(shí)現(xiàn)不同的落座速度與氣門開啟持續(xù)期。當(dāng)節(jié)流口面積為1.80mm2時(shí)，氣門落座速度為0.29m·s-1，氣門開啟持續(xù)期約為36ms，可以實(shí)現(xiàn)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(yīng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速與設(shè)計(jì)目標(biāo)仍有一定差距，需要進(jìn)一步優(yōu)化。

3.2.4 三脈沖控制策略+單向節(jié)流閥+開關(guān)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(guān)電磁閥與單向節(jié)流閥并聯(lián)，如圖20所示，在氣門回落初始階段打開開關(guān)電磁閥，液壓缸加速回油，在氣門接近落座時(shí)關(guān)閉開關(guān)電磁閥，進(jìn)行節(jié)流緩沖，實(shí)現(xiàn)氣門回落速度先迅速增大然后緩慢降低的運(yùn)動(dòng)特性，從而提高整個(gè)電液系統(tǒng)工作頻率。

圖21是緩沖距離為1mm時(shí)不同供油壓力和落座速度下所適應(yīng)的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，通過提高供油壓力可以進(jìn)一步提高整個(gè)電液系統(tǒng)響應(yīng)頻率，在供油壓力為15MPa和落座速度為0.3m·s-1時(shí)，可以滿足柴油機(jī)額定工況(轉(zhuǎn)速為2 500r·min-1)需求。

4 結(jié)論

(1) 利用AMSIM軟件建立電液可變氣門系統(tǒng)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(jìn)回油管直徑對(duì)電液可變氣門系統(tǒng)的影響規(guī)律，在滿足系統(tǒng)響應(yīng)前提下，液壓缸活塞直徑與油管直徑存在最優(yōu)值，而其它參數(shù)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(duì)氣門落座速度進(jìn)行內(nèi)部緩沖設(shè)計(jì)，其落座速度會(huì)有一定降低，但受電磁閥頻響限制，對(duì)應(yīng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速也顯著下降，不能滿足發(fā)動(dòng)機(jī)工作需要。

(3) 在電磁閥與液壓缸無桿腔之間加裝一單向節(jié)流閥，利用節(jié)流效應(yīng)可以顯著降低氣門落座速度，但其所適應(yīng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速降低。通過進(jìn)一步加裝開關(guān)電磁閥與單向節(jié)流閥并聯(lián)，可以有效縮短氣門回落時(shí)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(tǒng)可以滿足柴油機(jī)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(xué)基金(51320105008)和國家973重點(diǎn)基礎(chǔ)研究發(fā)展項(xiàng)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。