二沖程柴油機電液驅(qū)動排氣閥建模與仿真研究

陳俊，李建，宋小田，路勇

1.中國船舶重工集團公司第七一一研究所，上海 201108 2.哈爾濱工程大學 動力與能源工程學院，黑龍江 哈爾濱 150001

隨著內(nèi)燃機行業(yè)的快速發(fā)展，面對越來越嚴重的環(huán)境污染與能源短缺問題，節(jié)能與環(huán)保已經(jīng)成為內(nèi)燃機行業(yè)發(fā)展的主題。為了降低內(nèi)燃機的能耗與排放，新興的內(nèi)燃機節(jié)能減排技術(shù)也快速發(fā)展[1-3]。全可變配氣技術(shù)作為突破傳統(tǒng)柴油機性能指標的關(guān)鍵技術(shù)之一，將在未來內(nèi)燃機節(jié)能減排方面扮演重要的角色[4-6]。全可變配氣技術(shù)可以內(nèi)燃機配氣正時，氣閥升程以及氣閥開啟速度全可變，這使得柴油機配氣參數(shù)在全工況下保持最優(yōu)成為可能[7-8]。低速二沖程柴油機由于其進氣過程一般采用掃氣的形式，所以對低速二沖程的全可變配氣研究主要集中在排氣閥的全可變。由于低速二沖程柴油機的排氣閥具有氣閥升程大、氣閥運動慣性大等特點，使得高速柴油機與汽油機的全可變氣閥相關(guān)的研究不能應用于低速二沖程柴油機[9-11]。

為開展低速二沖程柴油機的相關(guān)可變配氣技術(shù)研究，需要對低速二沖程柴油機排氣閥及其驅(qū)動系統(tǒng)建模。但在目前的國內(nèi)外研究當中，一方面，對低速機電液式排氣閥建模的研究相對較少；另一方面，目前對對排氣閥驅(qū)動機構(gòu)的建模多采用簡化處理，在研究電液驅(qū)動氣閥的時候，簡化后的模型無法滿足研究氣閥驅(qū)動特性的要求[12-14]。

本文以6EX340EF柴油機為研究對象，建立二沖程柴油機排氣系統(tǒng)模型，分析排氣閥驅(qū)動系統(tǒng)的驅(qū)動特性，為搭建低速二沖程可變配氣試驗臺提供理論基礎。

1 340柴油機排氣閥驅(qū)動機構(gòu)分析

1.1 排氣閥驅(qū)動系統(tǒng)工作原理

340柴油機的排氣閥驅(qū)動系統(tǒng)如圖1所示，排氣閥驅(qū)動系統(tǒng)主要由共軌管、兩位三通控制閥、排氣閥控制單元以及排氣閥總成組成。

圖1 排氣閥驅(qū)動系統(tǒng)

當氣閥需要打開的時候，兩位三通閥得電，共軌管中的高壓油經(jīng)過兩位三通閥到達氣閥控制單元(valve contriol unit,VCU)中的A腔，A腔中的高壓油推動大小活塞P1與P2向上運動，當活塞向上運動的同時，阻斷高壓補油通道O1。當大活塞運動到極限位置時，大小活塞分離，小活塞繼續(xù)向上運動。大小活塞向上運動的同時壓縮C腔與D腔中的液壓油使D腔中的油壓升高，推動活塞P3、P4與氣閥克服氣缸K中的排氣壓力以及空氣彈簧G內(nèi)向下運動，氣閥打開。當小活塞運動到上極限位置時，空氣彈簧壓縮到最大，氣閥升程達到最大。

當氣閥需要關(guān)閉的時候，兩位三通閥切換到低壓油，此時A腔中充滿低壓油，C腔與D腔中的高壓油推動大小活塞P1與P2向下運動，D腔中的油壓力降低，排氣閥與活塞P3以及空氣彈簧P4在空氣彈簧以及排氣壓力的作用下向上運動，氣閥開始關(guān)閉。當氣閥快要關(guān)閉的時候，活塞P3進入D腔并經(jīng)過活塞上的緩沖節(jié)流孔減速，氣閥開始緩沖直到氣閥落座，活塞P3的具體結(jié)構(gòu)如圖2所示，活塞上的4個緩沖槽可以有效降低氣閥落座速度，降低氣閥噪聲。

圖2 排氣閥緩沖結(jié)構(gòu)

在氣閥關(guān)閉的時候，共軌管中的高壓油經(jīng)補油通道O1進入C腔與D腔，再經(jīng)補油通道O2進入F腔，最終進入低壓油箱。

1.2 排氣閥驅(qū)動系統(tǒng)建模模塊劃分

根據(jù)排氣閥驅(qū)動系統(tǒng)工作原理，將系統(tǒng)分為以下4部分進行建模。

1)共軌管及兩位三通閥模塊

共軌管與兩位三通閥建模決定大小活塞的驅(qū)動壓力，兩位三通閥的動態(tài)特性決定大小活塞的運動速度進而決定氣閥開啟速度。

2)排氣閥控制單元VCU模塊

VCU模塊中大小活塞的運動直接決定C腔與D腔中油的壓力，C腔與D腔的壓力直接決定氣閥開啟速度。

3)排氣閥總成模塊

排氣閥總成模塊中的建模關(guān)鍵點在緩沖結(jié)構(gòu)的建模。緩沖結(jié)構(gòu)的建模決定氣閥落座速度。

4)空氣彈簧、排氣背壓以及氣缸壓力建模

空氣彈簧、排氣背壓以及氣缸壓力部分的建模決定氣閥在開啟過程中受到的阻力以及氣閥落座過程中的動力。

2 柴油機排氣閥驅(qū)動系統(tǒng)建模

根據(jù)第1節(jié)所述，排氣閥動作過程中，排氣閥的受力情況決定排氣閥的運動狀態(tài)。

排氣閥開啟瞬間，閥桿受力應該滿足式(1)：

(1)

如果假設為理想狀態(tài)，不考慮高壓油管內(nèi)的壓力損失，理論上，PC=PD。

排氣閥維持階段，閥桿受力應滿足：

排氣閥關(guān)閉階段，閥桿受力應滿足：

式中：PD、PE、PG、PH、PK為圖1中D腔、E腔、空氣缸G腔、排氣道H腔以及氣缸K腔的壓力；DD、DP3、DH、DG、DK分別指對應腔的等效直徑。

由上述分析可知，排氣閥運動的決定因素為驅(qū)動活塞上腔壓力、空氣缸壓力、氣缸壓力以及排氣道背壓。

2.1 供油系統(tǒng)及換向閥建模

驅(qū)動系統(tǒng)的供油系統(tǒng)及換向閥模型如圖3所示。利用電機帶動定量泵經(jīng)過溢流閥產(chǎn)生高壓流體來模擬實際柴油機系統(tǒng)中的柴油機共軌系統(tǒng)中的共軌壓力。為了模擬共軌中的壓力，在系統(tǒng)中增加大容量的蓄能器來使共軌系統(tǒng)的壓力保持穩(wěn)定。供油系統(tǒng)的主要系統(tǒng)參數(shù)如表1所示。根據(jù)表1所建立的供油系統(tǒng)模型仿真結(jié)果如圖4所示。圖中的壓力突變是由于換向閥切換的時候，供油系統(tǒng)向A腔供油，使得供油系統(tǒng)壓力瞬降。

圖3 供油系統(tǒng)及換向閥模型

名稱數(shù)值定量泵排量/(cc·r-1)120電機轉(zhuǎn)速/(r·min-1)1500溢流閥開啟壓力/MPa30蓄能器容積/L5蓄能器氣體壓力/MPa7換向閥自然頻率/Hz200

圖4 供油系統(tǒng)模型仿真結(jié)果

2.2 排氣閥控制單元VCU建模

排氣閥控制單元VCU模型如圖5所示。模型中的1代表圖1中的P1與P2兩個活塞的質(zhì)量；2表示了大小活塞之間力的傳遞關(guān)系；3表示了大活塞P1運動到上極限位置時與B腔之間的沖擊；4表示油路中管道的容腔；5表示大活塞P1的上下腔；6、7分別表示小活塞P2的下腔與上腔；8表示大小活塞的泄漏；9表示小活塞上腔C腔與排氣閥總成上腔D腔之間的高壓油管；10表示小活塞上腔的高壓補油通道。

圖5 排氣閥控制單元VCU模型

對建好的模型進行仿真，仿真得到的大小活塞P1與P2的運動曲線如圖6所示。大活塞P1運動的最大距離為8 mm，小活塞運動的最大距離為36 mm。

圖6 大小活塞運動曲線

2.3 排氣閥總成建模

排氣閥總成建模的難點在于氣閥緩沖結(jié)構(gòu)的建模，排氣閥緩沖結(jié)構(gòu)如圖2所示?；钊鸓3頂部的凸臺形狀以及活塞側(cè)面的4個緩沖溝槽共同組成了氣閥的緩沖結(jié)構(gòu)。本文利用4個節(jié)流孔以及1個凸臺模型組成。本文建立的排氣閥總成模型如圖7所示。圖中1為4個節(jié)流孔，2為圖1中的D腔，3為活塞泄漏模型，4、5共同構(gòu)成了圖1中的O2泄油通道。當氣閥升程小于17 mm時，緩沖節(jié)流孔開始工作。因此在可變節(jié)流孔的控制策略6中，需要用氣閥升程與固定值k=17 mm進行比較。

圖7 排氣閥總成建模

2.4 氣缸、氣道與空氣彈簧建模

氣缸、氣道以及空氣彈簧建模的難點在于氣閥受到的氣缸與排氣背壓的力。由于本文不涉及燃燒，無法準確模擬全周期工況下氣缸和氣道的壓力。所關(guān)注的柴油機周期是排氣閥開啟過程中排氣閥的受力情況。因此，依據(jù)實驗得到的氣缸壓力曲線與排氣背壓曲線作為氣閥閥盤的受力輸入?？諝鈴椈刹糠郑疚目紤]空氣缸的泄漏，利用一個恒壓氣源作為空氣彈簧的補氣輸入，維持空氣缸在每循環(huán)開啟前空氣缸壓力的一致性。建立的空氣彈簧與氣缸部分的模型如圖8所示。

1.氣彈簧的模型；2.氣背壓模型；3.缸壓力模型圖8 氣缸與空氣彈簧建模

3 原理及性能仿真驗證

本節(jié)首先對第2節(jié)建立的排氣閥驅(qū)動系統(tǒng)標定，基于標定后的排氣閥驅(qū)動系統(tǒng)模型，開展排氣閥驅(qū)動系統(tǒng)驅(qū)動特性研究。

3.1 排氣閥驅(qū)動系統(tǒng)標定

在157 r/min、100%負荷下標定氣閥驅(qū)動系統(tǒng)。標定的重點是氣閥開啟速度、氣閥關(guān)閉速度以及氣閥升程。氣閥正時可通過調(diào)整圖1或圖5中的兩位三通閥得失電時刻進行調(diào)節(jié)，由于不涉及柴油機模型，因此在無需對氣閥正時標定。通過調(diào)整緩沖節(jié)流孔的尺寸、大小活塞的泄漏系數(shù)等，標定以后的氣閥升程與實驗值對比如圖9所示。圖中，實驗值的升程峰值波動比仿真值波動大且波動時間更長，這是因為在實驗過程中，排氣閥的供油系統(tǒng)不僅用來驅(qū)動排氣閥，還作為高壓噴油的燃油供應，柴油機噴油時，軌壓波動造成氣閥波動；另一方面，由于所有的排氣閥共軌，因此在其余排氣閥打開的時候，軌壓也會降低，造成氣閥升程波動。在仿真中，只針對單氣閥驅(qū)動系統(tǒng)開展，軌壓波動較小，因此仿真中氣閥升程的波動較實驗結(jié)果較小。

圖9 氣閥升程標定

3.2 排氣閥驅(qū)動特性分析

通過對排氣閥驅(qū)動原理分析，排氣閥的驅(qū)動力來源與大小活塞的兩級增壓裝置。經(jīng)兩級增壓后的高壓油克服空氣彈簧與氣缸壓力推動氣閥運動。由于氣缸壓力與進氣以及燃燒相關(guān)，因此，排氣閥的驅(qū)動特性主要集中在排氣閥控制單元VCU中大小活塞的兩級增壓結(jié)構(gòu)。

1)氣閥開啟速度特性分析

小活塞P2上腔C腔與D腔的壓力建立過程決定氣閥開啟速度，大小活塞的運動速度決定小活塞上腔壓力建立過程，而共軌油的供油壓力決定大小活塞的運動速度。圖10中通過改變共軌油的供油壓力即可改變氣閥開啟速度。

圖10 氣閥開啟速度特性

2)氣閥最大升程特性分析

氣閥的最大升程取決于C腔與D腔中被壓縮油液的體積。在不考慮兩腔中液壓泄漏與油液壓縮的情況下，兩腔中液壓油的體積始終保持不變。因此，在不改變機械結(jié)構(gòu)的情況下，排氣閥的升程無法改變。

3)氣閥關(guān)閉速度特性分析

排氣閥的關(guān)閉速度與C腔與D腔的泄油速度相關(guān)，泄油速度取決于大小活塞的運動速度，大小活塞的運動速度取決于A腔的排油速度。因此，為改變排氣閥的落座速度，可以調(diào)節(jié)兩位三通控制閥的開度，通過調(diào)節(jié)閥的流量來改變大小活塞的運動速度，達到改變氣閥落座速度的目的。調(diào)節(jié)閥的開口量得到不同的氣閥升程曲線如圖11所示。

圖11 氣閥關(guān)閉速度特性

綜上所述，在不改變排氣閥驅(qū)動系統(tǒng)機械機構(gòu)尺寸的情況下，可以通過調(diào)節(jié)兩位三通閥的得失電時刻調(diào)節(jié)排氣閥的開啟與關(guān)閉相位；通過調(diào)節(jié)高壓油供油壓力，可以調(diào)節(jié)排氣閥的開啟速度；通過調(diào)節(jié)兩位三通比例電磁閥的開口，可以調(diào)節(jié)兩位三通閥的關(guān)閉速度。

4)氣閥保持階段氣閥升程波動特性分析

在多缸排氣閥同時工作時，建立如圖12所示的多缸模型，圖中cylinder_1至cylinder_6中為排氣閥開啟相位不同的6個排氣閥驅(qū)動模型。仿真后得到的排氣閥1的升程如圖13所示。排氣閥的升程在氣閥開啟保持階段波動較大是因為此時的共軌油壓力波動較大。

圖12 多缸排氣閥驅(qū)動模型

圖13 排氣閥1升程與共軌壓力

4 結(jié)論

本文根據(jù)二沖程柴油機電液驅(qū)動排氣閥的工作原理，建立排氣閥驅(qū)動系統(tǒng)AMESim仿真模型，并對仿真模型標定。利用標定后的AMESim仿真模型，探究了排氣閥系統(tǒng)的驅(qū)動特性，得到以下結(jié)論：

1)排氣閥控制單元VCU中大小活塞的運動速度決定排氣閥打開與關(guān)閉的速度。大小活塞的運動速度越快，排氣閥開啟與關(guān)閉速度越快；

2)在不改變排氣閥驅(qū)動系統(tǒng)機械機構(gòu)的前提下，排氣閥的最大升程在不同工況下保持不變；

3)在不改變排氣閥驅(qū)動系統(tǒng)機械機構(gòu)的前提下，通過改變供油壓力，可以改變排氣閥開啟速度；

4)在不改變排氣閥驅(qū)動系統(tǒng)機械機構(gòu)的前提下，調(diào)節(jié)兩位三通閥液壓閥的開口大小可以調(diào)節(jié)排氣閥的關(guān)閉速度；

5)排氣閥在氣閥升程保持階段氣閥升程存在較大波動的原因是其余缸噴油與排氣閥打開引起的軌壓波動造成的。