無凸輪式配氣相位優(yōu)化設(shè)計及發(fā)動機性能仿真研究*

張鵬博 何義團 鄒 曄 陶友東

（1-無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院汽車與交通學(xué)院 江蘇 無錫 214121 2-重慶交通大學(xué)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(guī)的日益嚴格，提高發(fā)動機燃油經(jīng)濟性、排放性能成為當(dāng)下內(nèi)燃機發(fā)展的主要方向。其中，可變氣門正時（VVT，Variable Valve Timing）技術(shù)能夠根據(jù)發(fā)動機不同運行工況實時調(diào)整進排氣門參數(shù)，與傳統(tǒng)凸輪軸式配氣相位保持固定不變的特點相比，能更好地優(yōu)化發(fā)動機動力性、經(jīng)濟性和排放性能[1-3]，國內(nèi)外專家學(xué)已經(jīng)對可變氣門正時技術(shù)開展了大量的研究并取得了一定的成果[4-7]。傳統(tǒng)的VVT 技術(shù)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(gòu)，這類機構(gòu)大多結(jié)構(gòu)復(fù)雜且調(diào)節(jié)能力有限[8-10]。

隨著電子及液壓驅(qū)動技術(shù)的不斷發(fā)展，出現(xiàn)了通過電磁及液壓控制的無凸輪式配氣機構(gòu)，并成為當(dāng)下車用配氣技術(shù)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(qū)動配氣機構(gòu)進行改進設(shè)計，并通過建立無凸輪式液壓氣門驅(qū)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(qū)動技術(shù)能夠明顯改善發(fā)動機中低轉(zhuǎn)速工況下的動力性和經(jīng)濟性的結(jié)論。葉年業(yè)等[12]基于電液驅(qū)動無凸輪式配氣機構(gòu)，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(jié)合一維數(shù)值模擬的手段，對電磁驅(qū)動的發(fā)動機配氣相位進行聯(lián)合仿真優(yōu)化。結(jié)果表明，采用無凸輪式配氣技術(shù)能夠在全負荷時提高發(fā)動機動力性，在部分負荷時改善發(fā)動機的經(jīng)濟性。

在前人研究的基礎(chǔ)上，張鵬博等[14]對無凸輪式配氣相位的設(shè)計方法進行了總結(jié)，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(yōu)化設(shè)計，利用仿真手段探究不同工況下無凸輪式配氣機構(gòu)的配氣相位調(diào)整規(guī)律，為無凸輪式配氣相位的設(shè)計及應(yīng)用提供理論依據(jù)。

1 模型建立與標(biāo)定

本文所建立計算模型的原機為某天然氣增壓發(fā)動機，主要技術(shù)參數(shù)見表1。

表1 發(fā)動機主要技術(shù)參數(shù)

圖1 為根據(jù)發(fā)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(wěn)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(shè)計及優(yōu)化，并對采用無凸輪式配氣相位的發(fā)動機性能進行數(shù)值模擬，探究不同工況下配氣相位的調(diào)整策略，為無凸輪式配氣相位的開發(fā)應(yīng)用奠定理論基礎(chǔ)。

圖2 為原機凸輪式配氣機構(gòu)凸輪型線。

圖2 原機凸輪式配氣機構(gòu)凸輪型線

為了驗證仿真模型的準(zhǔn)確性，本文根據(jù)臺架試驗，選擇2 個特定工況A、B 進行模型的標(biāo)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(jié)果。工況A、B 的計算值與試驗值對比結(jié)果如表3所示。

表3 工況A、B 仿真計算值與試驗值對比

結(jié)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(nèi)。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(fā)動機計算模型能夠較為準(zhǔn)確地進行不同工況下發(fā)動機的性能模擬。

2 無凸輪式排氣提前角優(yōu)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(nèi)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(chǔ)上，以10°CA 為間隔，設(shè)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(fā)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(wěn)落座。

圖6 為示功圖（P-V 圖）隨排氣提前角的變化關(guān)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(zhuǎn)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(xiàn)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(xiàn)先減少后增加的趨勢。該工況下，當(dāng)排氣提前角取47°CA BBDC時，發(fā)動機的排氣損失最小。

2.1 轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速從1 200r/min 持續(xù)遞增至2 800r/min 時發(fā)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(zhuǎn)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(zhuǎn)速的不斷增加，膨脹壓力與排氣壓力不斷升高。

轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速的變化

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

轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)速升高時，應(yīng)該適當(dāng)增加排氣提前角以降低排氣損失；此外，保持轉(zhuǎn)速為1 600r/min 不變，進氣壓力升高時，排氣提前角也應(yīng)增大。

2.2 負荷對最佳排氣提前角的影響

保持轉(zhuǎn)速為1 600r/min 不變，進氣壓力從110kPa 增加至190kPa 時，發(fā)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(nèi)新鮮充量降低，缸內(nèi)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(guān)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(xiàn)不斷增加的趨勢。相比于轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速、進氣壓力的增加均會導(dǎo)致排氣損失的增加。

3 無凸輪式進氣門遲閉角優(yōu)化策略

進氣門遲閉角對充量系數(shù)的影響最大，為了探究進氣門遲閉角對發(fā)動機充量系數(shù)的影響情況，設(shè)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(guān)閉時刻提前，進氣門關(guān)閉速度不斷增加，當(dāng)進氣門在下止點關(guān)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(guān)閉速度最大不超過0.3 m/s，均在較小、可控范圍內(nèi)，落座速度基本為0，能夠?qū)崿F(xiàn)氣門的平穩(wěn)落座。可知，無凸輪式進氣門升程曲型線設(shè)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(fā)動機充量系數(shù)的變化情況。

圖17 充量系數(shù)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(shù)呈現(xiàn)先增加后減小的趨勢。這主要是因為適當(dāng)增大進氣門遲閉角，可以較好地利用進氣慣性。而當(dāng)進氣門關(guān)閉過晚，活塞上行較多，進入缸內(nèi)的充量有部分被反推回進氣管。當(dāng)進氣門遲閉角取10°CA ABDC 時，充量系數(shù)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(xù)期。

4 轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速下，充量系數(shù)隨進氣門遲閉角的變化情況。

圖18 轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速條件下，充量系數(shù)均隨進氣門遲閉角的增加呈現(xiàn)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(dǎo)致進氣不足，充量系數(shù)較??；進氣門遲閉角過大時，進入氣缸內(nèi)的充量有部分被反推回進氣管，導(dǎo)致充量系數(shù)減小。此外，相同的進氣壓力條件下，當(dāng)轉(zhuǎn)速為1 600 r/min 時，最佳進氣門遲閉角為10°CA ABDC；轉(zhuǎn)速為2 400 r/min 時，最佳進氣門遲閉角為30°CA ABDC；轉(zhuǎn)速為2 800 r/min 時，最佳進氣門遲閉角為37°CA ABDC?？芍?，進氣壓力不變時，隨著轉(zhuǎn)速的增加，最佳進氣門遲閉角增大。

圖19 為轉(zhuǎn)速保持在1 600 r/min 不變時，不同進氣壓力下，發(fā)動機充量系數(shù)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(zhuǎn)速不變時，隨著進氣壓力的不斷增加，充量系數(shù)不斷增加；進氣壓力不變時，充量系數(shù)隨進氣門遲閉角的增加呈現(xiàn)先增加后減小的趨勢。這主要是因為，適當(dāng)增加進氣門遲閉角，能更充分利用進氣慣性。而進氣門關(guān)閉過晚，進入缸內(nèi)的充量被反推出去，導(dǎo)致發(fā)動機充量系數(shù)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(jié)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(dāng)減小。

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

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