凸轮驱动式液压可变气门机构设计及运动特性*

解方喜，钟 兵，杨国志，赵 平，洪 伟，苏 岩

（1.吉林大学，汽车仿真与控制国家重点实验室，长春 130025； 2.吉林大学汽车工程学院，长春 130025；3.一汽铸造有限公司，长春 130062）

前言

日趋灵活的可变气门系统能够实现米勒循环，降低汽油机部分负荷泵气损失，提高热效率。Wang［1］通过米勒循环使汽油机 0.65 MPa平均指示压力时的净效率提升6.9%。Li等人［2］的研究发现采用米勒循环时的比油耗与原机相比降低11%。但是，现有量产发动机的可变气门大多无法实现连续可变。

全可变气门驱动（fully variable valve actuation，FVVA）能够实现气门参数的灵活控制，其优势［3－5］在于：（1）实现汽油机无节气门负荷控制，降低泵气损失；（2）实现停缸技术，提高经济性；（3）实现内部EGR，抑制爆震或实现均质压燃；（4）实现相异升程，提高缸内气流运动。

可变气门驱动通常可分为有凸轮式和无凸轮式。机械式可变气门属于有凸轮式。例如，本田公司的VETC系统可实现高低凸轮的切换，但依然存在结构复杂、灵活性有限的缺点。无凸轮式主要有电液式和电磁式。电磁式存在运动控制的难题［6］，电液式具有能量密度大的优点。凸轮驱动式液压可变气门使用凸轮轴代替电磁阀控制气门启闭，可将发动机许用转速提高到5 000－6 000 r·min－1。菲亚特的 1.4 L MultiAir发动机［7－8］已完成量产，额定转速5 500 r·min－1，相较于原型机比油耗最高降低7.6%。谢宗法等人［9］已完成样机试制，能够实现汽油机无节气门负荷控制。Hu［10］使用连续可变气门升程机构降低柴油机NOx排放。因此，凸轮驱动液压可变气门具有良好的应用前景，但国内关于液压波动［11］和降低落座速度［12］的研究较少，且鲜有见报。

本文中提出一种新型凸轮驱动式液压可变气门机构，通过控制节流阀开度，实现气门升程和关闭时刻的连续可变。压力波动与机构可靠性息息相关，本文中通过仿真手段探求降低方法，并以此选取结构参数；为降低气门落座速度设计了一种单向节流式落座缓冲机构。发动机热机工况机油温度一般在70～90℃［13］，且热机过程具有较大的温度变化，因此有必要研究液压油温度对气门运动特性及落座速度的影响。本研究对于丰富气门早关的实现方式、降低液压波动和气门落座速度以及了解温度对气门运动特性的影响具有积极意义。

1 研究基础

1.1 机构原理

图1 所示为所开发机构的系统示意图。该机构由低压系统和高压系统组成，其中高压系统由挺柱活塞组、气门活塞组、节流阀和缓冲机构等组成。低压系统由液压站和温度控制系统组成，液压站作为恒定压力源负责为高压系统补油，温度控制器控制加热棒负责液压油温度的恒定控制。凸轮转动推动挺柱活塞向上运动，此时挺柱活塞腔逐渐建立高压，高低压单向阀关闭，进而推动气门活塞开启，通过手动调节节流阀开度改变回流流通面积，实现气门最大升程的连续可变；凸轮转过尖角后，系统压力降低气门逐渐回落，回落后期，落座缓冲机构为气门落座提供液压制动，实现平稳落座。

所设计的单向节流式落座缓冲机构如图2所示。当气门处于开启过程中时，在压差的存在下单向节流阀开启，液压油从单向节流阀之间的空隙流过进入气门活塞腔；气门回落过程中，单向节流阀回位；在活塞未关闭活塞套上的主回油孔时（升程大于2 mm），液压油从主回油通路回流；活塞继续上行关闭主回油孔后，液压油只能从单向节流阀上的薄壁小孔流过，从而在其两端形成较大的压差而给气门提供液压制动。单向节流阀正向起到单向阀的作用，而反向起到薄壁小孔节流的作用，因此称其为单向节流阀，该缓冲机构称为单向节流式缓冲机构。

图2 单向节流式落座缓冲机构

1.2 仿真模型

为降低开发周期和节约成本，使用Simulink中的Simhydraulic模块搭建了上述机构的仿真模型，如图3所示。

图3 Simhydraulic仿真模型

1.3 试验方法及设备

在所搭建的倒拖试验台上，保持供油压力为0.3 MPa，变频电机控制倒拖转速，改变节流阀开度和液压油温度，数据采集卡采集气门升程，燃烧分析仪采集气门腔压力，相关设备如表1所示。

本文在第2部分首先使用试验结果介绍了可变气门系统的液压波动，随后使用仿真模型分别以降低液压波动和气门落座速度为目标确定了活塞直径和节流孔径，并使用试验数据对落座速度和仿真模型进行了验证。第3部分试验研究不同节流阀开度和倒拖转速下的气门运动特性及液压油温度的影响，探究机构实现气门早关的可行性。

表1 试验设备

2 结构参数选取及模型验证

使用上述Simhydraulic仿真模型，保持液压油温度80±3℃、转速 4 000 r·min－1、节流阀全关，用于确定活塞直径和节流孔径。然后根据试验结果对模型进行验证。下文中的0°CA为进气上止点。

图4给出了气门活塞偶件和单向节流阀的示意图，薄壁小孔位于单向节流阀的顶端。

图4 气门活塞偶件和单项节流阀示意图

2.1 活塞直径对压力波动的影响

图5 压力波动曲线

图5 所示为液压油温度80±3℃、供油压力0.3 MPa、倒拖转速 2 400 r·min－1、节流阀开度 0.1圈时的气门活塞腔压力波动曲线。挺柱活塞速度增大的过程中，由于液压油的可压缩性会形成一系列压缩波以速度a向气门活塞腔传播，压缩波所到之处压力升高。挺柱活塞速度降低时，靠近活塞处原本受压缩的微元开始膨胀，压力降低，从而形成一系列膨胀波以速度a向气门腔传播，膨胀波所到之处压力降低。冲击波在系统里以压缩波和膨胀波的形式传播，经过多次反射和叠加，就导致了管路中的压力冲击［14］。挺柱腔压力和气门腔压力变化规律相同，其变化频率与凸轮轴转速有关，属于低频基振；转速增大，低频基振之上叠加了高频谐振成分，其频率是低频基振数倍，该高频振动是流体压力波动与管道和壁面相互作用的结果。液压油的可压缩性用体积弹性模量表征，并与温度和压力有关，一旦液压油中混入空气，其可压缩性将大大加强。可变气门机构实际工作状态较为复杂，作者今后会通过试验对可压缩性及液压空化现象进行深入研究。

图6所示为挺柱活塞选取依据。实际改装时，需要对气门室盖进行重新设计，并保留排气摇臂，因此挺柱活塞直径不能大于18.74 mm。仿真时，最大挺柱活塞直径为18 mm。原机具有摇臂，根据此摇臂比可以确定多组不同的挺柱活塞直径和气门活塞直径。

图6 挺柱活塞直径选取依据

选定的 5组活塞直径分别为 14／12、15／12.8、16／13.7、17／14.5和 18／15.4（挺柱活塞直径／气门活塞直径，mm），用以探究不同活塞直径对挺柱活塞腔压力的影响，结果如图7所示。由图可知，随着活塞直径的增大，挺柱腔最高压力和压缩波峰值逐渐降低。活塞直径由14／12增大到18／15.4时，最大升程时的最高压力由5.7减小到3.4 MPa，压缩波峰值由 7.5减小到 3.8 MPa。当活塞直径为 15／12.8和14／12时，系统压力产生波动，因此适当增大活塞直径可以减小压力波动。随活塞直径增大，获得相同作用力的压力减小，加之压缩波和膨胀波逐渐减小，因此压力波动减小。同时，增大活塞直径会使机构运动质量增加，反而不利于提高系统刚度，考虑到选择的挺柱回位弹簧的外径为12 mm，加之活塞需要一定的壁厚保证其强度，所以实际加工时选择挺柱活塞和气门活塞直径分别为17和14.5 mm。

图7 不同活塞直径对应的挺柱腔压力变化

2.2 节流孔径对落座速度的影响

薄壁小孔可在其两端形成较大的压差，且对温度和液压油黏度不敏感，是最理想的节流原件。气门关闭过程中，当气门升程为2 mm左右时，主回油孔完全关闭，此后液压油只能通过薄壁小孔回流。

不同节流面积所对应的气门落座速度如图8所示。随着过流面积逐渐由7.0减小到2.0 mm2，落座速度由 2.3降低到 0.46 m·s－1，由文献［15］可知，只要落座速度小于0.5 m·s－1即可满足要求。因此过流面积需小于2.0 mm2，此时对应的薄壁小孔直径为1.6 mm，因此孔径需≤1.6 mm。实际试验时使用的孔径为1.2和1.4 mm，直径由小到大，单向节流阀可多次重复使用。

图8 不同节流面积对应的气门落座速度

图9 所示为实测气门落座速度和3 600 r·min－1时的气门关闭时刻，由图可见落座速度满足要求。但图12（b）中部分升程曲线的气门关闭时刻已经在压缩上止点（360°CA ATDC）之后，因此在气门落座速度满足要求的前提下（见图9（a）），可适当增加节流孔径。由图 9（b）可见，3 600 r·min－1时，节流孔径由1.2增大到1.4 mm，节流阀全关时的气门关闭时刻由360减小到320°CA，此时气门落座速度虽有所增大，但并未大于 0.5 m·s－1（见图 9（a））。

图9 气门落座速度和关闭时刻

2.3 仿真模型验证

仿真转速 2 400 r·min－1，仿真时间 0.056 s，仿真步长0.000 01 s，使用隐式欧拉法求解模型。试验时节流阀全关，节流孔径为1.6 mm，仿真和试验所获得的气门升程曲线及气门腔压力对比如图10所示，由图可知两者具有较为一致的变化过程，最大升程误差为2.5%。由于仿真模型较为理想，实际机构仍然存在压力波动，压力曲线存在差异，但趋势一致。因此仿真结果能够反映实际过程，仿真结果具有一定的可信度。

图10 仿真模型验证

3 气门运动特性分析及液压油温度的影响

图11为节流阀示意图及流量特性。增大节流阀开度，阀芯离阀体的距离x也会增大（见图11（a）），相同压差下的流量也就越大（见图11（b））。节流阀开度为0圈时，节流阀处于全关状态。

图11 节流阀示意图及流量特性

3.1 节流阀开度和倒拖转速对气门运动特性的影响

液压油温度为80±3°C，不同转速和节流阀开度下的气门升程曲线如图12所示。由图可知，同一转速下，随节流阀开度的增大，气门升程逐渐降低、关闭时刻愈发提前。倒拖转速为1 200 r·min－1时，节流阀开度由0增大到0.4圈时，气门最大升程由7.15减小到0.5 mm，气门关闭时刻由260减小到100°CA。本文所用节流阀阀口为环状薄壁小孔，由流量公式 q＝可知，流量q随小孔面积A0的增大而逐渐增大。随着节流阀开度的增大，阀芯距离阀体的距离x也就越远，两者之间的节流面积也就越大（见图11（a）），相同压差下通过节流阀的回流量则越多，因此节流阀开度越大升程越小，气门关闭时刻愈发提前。

图12 不同转速和节流阀开度下的气门升程曲线

图13 气门最大升程及其线性拟合结果

图13 所示为液压油温度为80±3°C时，不同转速和节流阀开度下的气门最大升程及其线性拟合结果。从图中可以看出，同一节流阀开度下，转速越高气门最大升程也就越大，并且这种差异在大节流阀开度时更加明显。节流阀开度为0时，1 200 r·min－1时的气门最大升程为8.0 mm，而当转速增大到4 800 r·min－1时，气门最大升程增大为 8.2 mm，两者之差为0.2 mm；节流阀开度为0.4圈时，两者之差为4.8 mm。发动机转速越高，气门完成一次动作的时间也就越少。由流经薄壁小孔的体积公式V＝qt可知，流量q不变时，转速增大升程也逐渐升高。

3.2 液压油温度对气门运动特性的影响

液压可变气门机构布置到发动机上时，低压油采用发动机机油泵供油为最佳供给方式，这样既能够降低系统的复杂程度，亦能降低成本。发动机热机工况具有较大的温度变化，因此本节研究液压油温度对气门运动特性的影响。

倒拖转速为 2 400 r·min－1、供油压力为0.3 MPa时，液压油温度对气门运动特性的影响如图14所示。从图中可以看出，相同液压油温度，气门最大升程随节流阀开度的增大逐渐减小。相同节流阀开度，随液压油温度升高，气门最大升程逐渐减小。节流阀开度为0时，液压油温度为20和80°C时所对应的气门最大升程分别为8.17和8.05 mm，相差0.12 mm；节流阀开度增大到0.5圈时，20和80°C所对应的气门最大升程变为 3.19和2.38 mm，相差0.81 mm。节流阀全关时的升程差异较小的原因是液压油密度随压力或温度的变化量一般很小［16］，可以忽略不计，因此通过活塞偶件的泄漏量差别不大，液压油温度对气门最大升程的影响较小。开度增大，升程差异增大是因为液压油黏度对温度变化十分敏感。石油基液压油一般为牛顿液体，温度升高黏度降低，液层间切应力减小［10］，从而沿其界面产生的内摩擦力减小，因此温度升高液压油更易经由节流阀回流，气门腔压力逐渐降低（图14（c）），最大升程差异也更加明显。

3.3 液压油温度对气门落座速度的影响

试验过程中，供油压力为0.3 MPa，倒拖转速为2 400 r·min－1。图15所示为液压油温度对气门落座速度的影响。由图15（a）所示的升程 速度图可见，各温度之间的气门升程和气门运动速度具有很小的差异，图15（b）给出的不同温度之间的气门落座速度方差（COV）仅为4.9%。这主要是因为流经薄壁小孔的流量与小孔前后的压差的平方根以及小孔面积成正比，而与黏度无关，温度主要影响液压油黏度。因此气门落座速度对温度不敏感，具有较好的一致性。

图14 液压油温度对气门运动特性的影响

4 结论

（1）通过改变凸轮驱动式液压可变气门的节流阀开度，可使发动机在0～4 800 r·min－1转速范围内的气门升程在0～8.2 mm范围内连续可变。

（2）适当增大活塞直径到17／14.5 mm有利于降低工作压力和压缩波峰值，并最终减小压力波动。小于1.6 mm的节流孔径可使4 000 r·min－1时的气门落座速度小于 0.5 m·s－1。

图15 液压温度对落座速度的影响

（3）转速不变，随节流阀开度的增大，气门升程逐渐降低；节流阀开度不变，转速越高气门最大升程越大；节流阀开度越大，不同转速时的最大升程差异也更加明显。

（4）节流阀全关，液压油温度对升程的影响很小；相同节流阀开度，随液压油温度升高，气门腔压力最大升程逐渐降低；气门落座速度对液压油温度不敏感，不同温度的气门落座速度方差仅为4.9%。