可变发动机范文

可变发动机范文（精选8篇）

可变发动机 第1篇

一是汽油机易出现爆震的情况,当缸内压力、温度过高时会出现爆震燃烧,这就使得汽油机中的压缩比不能过高,通常根据满负荷工况下确定最大压缩比,一般在10左右,而理论情况则要求压缩比越高越好,这样固定的压缩比显然不能使发动机完美地工作在各种要求的工况下。二是汽油机通过量调节来改变进气数量的多少,在部分负荷条件下,进气过程产生节流,进气压力减小,使进气数量减少,这时如果压缩终点(上止点)的位置不变的话,实际压缩比就减小了,由于进气量的减少而导致实际压缩比的下降,明显地影响了发动机的性能发挥。

可变压缩比(VCR)技术就是在汽油机低负荷时提高压缩比以降低燃油消耗率,在汽油机高负荷时降低压缩比以防止爆震。

除此以外,VCR技术还可以减小发动机的整体尺寸,在相同功率的情况下,实现小排量大功率大扭矩,使发动机的结构更加紧凑,节省了有限而宝贵的安装空间。目前,世界上很多汽车公司和研究机构在对发动机可变压缩比技术进行研究,但是由于成本、结构适用性以及工艺性等因素无法大量推广。

1 损失构成

汽油机在部分负荷工况下,进气节流带来的泵气损失增大,并且由于进气量的减少而导致实际压缩比的下降,使得其热效率低于满负荷工况下的热效率。

在AVL-BOOST中建立单缸模型,对发动机缸内工作过程进行模拟计算,比较压缩比和泵气损失在部分负荷工况下对汽油机燃烧过程的影响,发动机的主要性能和结构参数见表1。

1.1 实际压缩比

几何压缩比定义为活塞在下止点时的气缸容积与上止点时的气缸容积之比,它应该反映出气体受压缩程度的大小。在部分负荷条件下,汽油机进气量减少,几何压缩比不能真实地反映缸内气体受压缩的程度,故而提出实际压缩比的概念。在这里,把部分负荷条件下压缩终了时缸内压力同满负荷条件下压缩终了时缸内压力的比值与几何压缩比的乘积定义为实际压缩比。

为了测定在部分负荷条件下汽油机的实际压缩比,给定工况发动机转速1500r/min,压缩比10.5条件下,充气效率ηV和压缩终了时气缸内压力p随节气门开度变化的关系见图1。

在低转速情况下,流量系数必须在非常小的时候才会有明显的影响,当节气门开度超过30°以后,其对充气效率、压缩终了时的缸内压力的影响很小。压缩终了时的缸内压力基本上同充气效率成正比关系,由实际压缩比的定义可知,实际压缩比的大小也与充气效率成正比。

根据实际压缩比的定义以及图1中的数据,得到不同节气门开度下的实际压缩比,见表2。

假设缸内工质满足理想气体状态方程,则有如下关系:

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式中,p,V,T分别为部分负荷工况某一节气门开度下压缩终了时缸内工质状态,ηV为此时充气效率,pwot,Vwot,Twot分别为节气门全开压缩终了时缸内工质状态,ηv-wot,εwot分别为满负荷工况下的充气效率、压缩比。

在全工况下,压缩终了时缸内温度的变化幅值很小,T/Twot的比值接近1。部分负荷条件下,若把几何压缩比增加到ε,部分负荷工况下压缩终了时缸内压力达到满负荷工况下缸内原有压力p=pwot,又ε/εwot=Vwot/V,得到ε应该满足的关系式:

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例如,当节气门开度20°时,逐渐增加几何压缩比ε,模拟计算的结果显示,当ε=14.5时,缸内压力达到满负荷工况下缸内原有压力,实际压缩比达到10.5;而用式(2)计算得到ε=16.6,误差为12.7%。给出保持实际压缩比10.5不变的情况下,不同节气门开度下的几何压缩比见表3。

1.2 定量分析

给定工况发动机转速1500r/min,压缩比10.5条件下,节气门全关时,泵气损失最大为66.67kPa;节气门全开时,泵气损失最小为15.32kPa。为了定量分析压缩比和泵气损失对发动机性能的影响,给出低负荷工况下(节气门0°~30°),发动机转速1500r/min,几何压缩比8~16变化时,泵气损失、平均指示压力以及指示热效率随压缩比变化的关系,见图2、图3、图4。

一般来说,泵气损失只与节气门开度有关,但压缩比的改变对缸内压力产生影响,所以泵气损失也随之改变,

但影响程度很小。

平均指示压力和指示热效率却随压缩比的增加显著提高,因此在汽油机不产生爆震的前提下,尽可能地提高压缩比,可以提高发动机的经济性。

给定工况发动机转速为1500r/min,压缩比为10.5的条件下,以平均指示压力作为度量,比较不同节气门开度下泵气损失和实际压缩比的下降对发动机性能的影响,见图5。

计算表明,当节气门开度很小(0°~5°)时,泵气损失比较严重,实际压缩比的下降导致的平均指示压力的下降值相对于泵气损失不明显;在低负荷的中期(5°~20°),泵气损失越来越小,指示压力随压缩比的影响却越来越大,当节气门开度在20°附近时,实际压缩比的下降导致的平均指示压力的下降值接近泵气损失的大小;而随着节气门开度的继续增加(20°~30°),由于实际压缩比下降得越来越少,导致平均指示压力变化不明显。

综上所述,必须重视发动机可变压缩比技术的应用研究。

2 基本要求

高压缩比能提高发动机循环热效率和改善发动机性能,但过高的压缩比使汽油机产生爆震的可能性增加,所以提出可变压缩比技术,在汽油机低负荷时提高压缩比以降低燃油消耗率,在汽油机高负荷时降低压缩比以防止爆震。可变压缩比技术方案的实现,大体上应该尽可能符合以下几点:

a.结构紧凑,安装空间小,质量轻。

b.重要传力部件以及燃烧室布置的形式不宜变动。

c.易于控制,可靠性高,寿命长。

d.成本低,通过实现可变压缩比获得的价值大于投入的价值。

e.便于大规模生产,对原型发动机其余部件及配套设备的更改越少越好。

3 现有方案分析

实现可变压缩比有多种技术方案,见图6,大致上可以归纳为以下五种方案。

方案一是气缸盖活动方式,萨博SVC发动机[2],其气缸盖可以围绕着曲轴箱转动,通过橡胶密封件跟曲轴箱隔开,所以不会有机油喷出。利用液压调节装置将整体气缸盖相对于曲轴箱转过一个角度,从而改变燃烧室容积,同时相应地改变了压缩比。但是,SVC发动机可活动部分的质量大,其移动需要很大的能量,成本很高。

方案二是偏心衬套方式,具体又可分为活塞销偏心衬套方式、曲柄销偏心衬套方式和曲轴偏心衬套方式。德国FEV公司的VCR发动机[3]曲轴支承在一个偏心轮上,通过使偏心轮转过一个角度,实际上改变了曲轴在竖直方向上的位置,因而活塞上下止点的位置也相应改变,实现压缩比可变。但是,这种方案由于输出轴位置要移动, 所以必须考虑与变速器结合或配合的问题,必须对驱动系统进行补偿,具有很强的针对性,不便于大量生产推广。

方案三是多连杆方式,把连杆分为两部分,改变两者的夹角以实现改变连杆长度的目的,其配置方式有很多,日产公司开发的一款发动机[4]采用在曲柄销转动部位摆动的杠杆的一端与连杆连接,而杠杆的另一端则采用与控制轴延伸出来的连杆相连接的构造。多连杆方式存在一些问题,如发动机外形尺寸增加,运动学的改变使惯性力增加,振动和噪声也增加,而且由于可活动部件增加而导致摩擦损失相应增加,使燃油经济性下降。法国Development公司的MCE-5可变压缩比发动机其本质也是多连杆方式,但是采用滚子导向活塞方式改变上止点位置,工作平稳且压缩比变化范围大,在Development公司内部得到小规模的应用[5]。

方案四是可变活塞方式,通过改变活塞销与活塞顶面的距离来实现可变压缩比的方案,包括液压活塞[6]和压力自适应活塞(PRP)[7]两种。液压活塞质量大,不易于高速旋转,而且响应有滞后,需要几个热机循环的时间。压力自适应活塞很好地弥补了这一缺点,其是自适应控制的,压缩比的改变不需要附加控制力,活塞顶面高度完全取决于汽油机缸内压力的大小。

方案五是燃烧室容积可变方式[8],通过设置在气缸内的副活塞往复运动改变燃烧室容积。这种调节方案易产生密封问题,为了保证副活塞在高温高压工况下能够要持久工作必须对其进行冷却,而且对燃烧室布置改变的不合理会导致放热损失急剧增加,使得汽油机热效率减小。

此外,废气再循环EGR也可起到一定作用,但同时对燃烧有不利影响。发动机采用EGR后,由于相对进气量增加,虽然几何压缩比不变,但实际压缩比提高了,而且气缸内的最高燃烧温度下降,减小了爆震倾向。但是,同时由于燃烧速度下降,燃烧不良,循环变动增大, 需要采取相应的快燃措施改善动力性和经济性。

4 结论

a.计算表明,当节气门开度很小时,泵气损失比较严重,实际压缩比的下降导致的平均指示压力的下降值相对于泵气损失不明显;在低负荷的中期,泵气损失越来越小,指示压力随压缩比的影响却越来越大,实际压缩比的下降导致的平均指示压力的下降值接近泵气损失的大小;而随着节气门开度的继续增加,由于实际压缩比下降得越来越少,导致平均指示压力变化不明显。因而,必须重视发动机可变压缩比技术的应用研究。

b.由于成本、结构适用性以及工艺性问题,现有的可变压缩比技术方案在某些方面都或多或少地存在着一些不足,某些方案甚至还只停留在试验阶段。通过对现有发动机可变压缩比技术方案的分析,发现多连杆方式以及可变活塞方式中的压力自适应活塞这两种技术方案,相对于其他几种方案有一定的优势,用于大规模生产的应用前景良好。

参考文献

[1]常思勤.汽车动力装置[M].北京:机械工业出版社,2006.

[2]H.Drangle and R.Reinmann.The Variable Compression(SVC)and the Combustion Control(SCC)-two ways toImprove Fuel Economy and still Comply with world-wideEmission Requirements[C].SAE paper.2002-02-0996,2002.

[3]Schwaderlapp,Markus.Haberman,Knut.and Yapici,KurtI.Variable Compression Ratio-A Design Solution forFuel Economy Concepts[C].SAE Paper 2002-01-1103,2002.

[4]Takahashi N,Aoyama S,Moteki K,et al.A Study Con-cerning the Noise and Vibration Characteristics of an En-gine with Multi-Link Variable Compression Ratio Mech-anism[C].SAE paper,2005-01-1134,2005.

[5]Vianney Rabhi,Jacques Beroff and Frederic Dionnet.Study of a Gear-Based Variable Compression Ratio En-gine[C].SAE Paper,2004-01-2931,2004.

[6]Sykes,R.G.and Tickford.Methods to reduce the fuelconsumption of gasoline engines[C].In Proceedings ofConference Engines Expo 2000.

[7]Assanis,D.C.,Wooheum C.,Choi I.,Ickes A.,JungD.,Martz J.,Nelson R.,Sanko J.,Thomoson S.,BrevickJ.,and Inwood B.Pressure Reactive Piston TechnologyInvestigation and Development for Spark Ignition Engines[C].SAE paper,2005-01-1648,2005.

可变发动机 第2篇

CFM56-3发动机可变几何控制系统对发动机性能的影响

CFM56-3发动机目前广泛应用于民航干线飞机,其可变几何控制系统由可调放气活门(Variable BleedValve)和可调静子叶片(Variable Stator Vane)子系统组成,工作情况直接决定着发动机能否稳定可靠地工作.系统介绍和全面分析了CFM56-3发动机可变几何控制系统的`构成与控制原理和对发动机性能的影响,为排除该系统故障提供了依据.

作 者：夏存江 XIA Cun-jiang 作者单位：中国民航飞行学院发动机中心,四川,广汉,618307刊 名：航空发动机英文刊名：AEROENGINE年，卷(期)：34(3)分类号：V2关键词：CFM56发动机 可变几何控制 性能

可变发动机 第3篇

为了防止在大负荷下发生爆震, 通常将增压发动机的压缩比设计得比较小, 从而使低速时发动机的效率降低。采用随工况变化的可变压缩比发动机, 可以彻底解决这一矛盾, 在缸内压力较低时, 采用较大的压缩比, 而在大负荷下, 则采用较小的压缩比, 防止了爆震的发生, 从而可以最大限度地挖掘增压发动机的功率潜力, 提高发动机的效率。

本文主要介绍几款可变压缩比发动机的结构特点, 这些发动机都是针对增压汽油机研制的。

萨博SVC发动机

2000年, 萨博公司开发出了一款可变压缩比机械增压发动机SVC (Saab Variable Compression) , 其结构如图1所示。该发动机为直列5缸机, 每缸有4个气门, 排量为1.598L, 搭载具有高增压值 (0.28MPa) 的机械增压器, 活塞行程为88mm, 气缸直径为68mm, 压缩比根据发动机工况在8:1~14:1之间变化, 其最大功率为168k W, 最大扭矩为305Nm。

萨博SVC发动机的上半部分是由气缸盖和5个气缸铸成一体的整体式气缸组成的, 下半部分是发动机的曲轴箱。发动机曲轴箱是保持固定不动的, 其上方的气缸与活塞部分会以曲轴为中心偏转一个较小的角度 (这个偏转是由独特的Hydraulic Actuator液压执行器控制的) , 从而改变燃烧室容积, 同时相应地改变压缩比。

如图2所示, Hydraulic Actuator液压执行器安装在气缸、活塞与曲轴箱的连接部位, 由发动机管理系统依据转速、负荷及汽油品质等因素, 改变液压执行器中心轴的偏转角度, 推动上方的气缸与活塞部分, 使上方与下方的曲轴箱中心线呈一定角度的偏斜。最大偏转角度可达4°, 此时的压缩比为8:1;当发动机处于低转速时, 机械增压器不起作用, 发动机管理系统控制液压执行器动作, 使上方与下方的中心线在一条直线上, 此时的压缩比为14:1。压缩比的改变是连续进行的, 在任何转速下, 都可以确保发动机压缩比的最佳设定值。

1-滚子导向活塞2-导向滚子3-摆杆4-曲轴5-液压执行器6-控制杆7-控制杆凸轮轴8-控制齿杆9-连杆

1-导向齿杆2-导向滚子3-滚子导向活塞4-摆杆5-连杆6-控制齿杆

1-控制杆压紧弹簧2-控制杆3-液压执行器4-伺服电机5-控制杆凸轮轴

萨博SVC发动机的CO、HC排放值平均可降低30%, 百公里耗油为8.3L, 并且这款发动机对于代用燃料仍然适用。据萨博公司称, 这种新型发动机有可能在2~3年内投产。

法国MCE-5发动机

MCE-5发动机是由年轻的法国工程师威阿奈拉维设计的, 其专利名称为“Multi Cycle Engine-5 Parameters” (多循环发动机-5系列) , 简称MCE-5发动机。

2000年, 威阿奈拉维创建了“MCE-5 Development”公司, 通过两年的艰苦努力, 进入了发动机样机的试验阶段, 至今一直以快速的节奏进行着研究开发。

该发动机的压缩比可以从7:1至20:1无级地变化, 压缩比控制的过程非常快, 从最大压缩比变化到最小压缩比只要100ms, 而且有非常高的控制精度, 工作时无撞击和噪音, 没有活塞的侧向力, 摩擦损失大幅下降, 燃烧热效率可以提高20%, 燃油经济性提高35%。

MCE-5可变压缩比发动机的结构如图3所示, 曲轴通过连杆与摆杆连接, 摆杆两侧均为齿轮啮合, 一侧由控制齿杆控制摆杆位置, 另一侧通过长齿轮机构和导向滚子与活塞啮合, 使活塞上下运动。根据发动机实际工况的需要, 通过伺服电机操纵控制杆凸轮轴, 改变控制杆的位置, 进而使液压执行器运动, 引起控制齿杆位置的变化, 进而带动摆杆的位置发生变化, 改变活塞上、下止点的位置, 从而得到适合工况的压缩比。

MCE-5发动机的摆杆、滚子导向活塞、齿杆等关键部件的结构如图4所示。滚子导向活塞通过螺纹与下部的导向齿杆连接, 导向齿杆内侧有齿面与摆杆齿面啮合, 外侧有螺纹与导向滚子作用, 活塞上下运动的导向是由滚子实现的, 不需要普通活塞的裙部来导向, 因此活塞头部不再因承受侧向力而倾斜, 曲轴的扭矩不再是活塞通过连杆来传递, 而是由滚珠来传力。所以, MCE-5发动机的活塞消除了径向应力和活塞的撞击, 减少了气缸的磨损和活塞环的张力, 传统气缸头部容易形成的磨料磨损大为减少。对于油环来说, 降低了刮油和布油的摩擦, 提高了密封性, 使活塞连杆机构更加可靠和耐久。

位于机构中央的摆杆两侧部分的齿轮刻有螺纹, 一侧与活塞啮合, 另一侧与液压执行器操纵的控制齿杆连接, 如果液压执行器使控制齿杆向上运动, 则在摆杆的作用下活塞向下运动, 由此在活塞行程不改变的情况下, 使上、下止点位置的燃烧室容积变大, 压缩比减小;反之, 液压执行器使控制齿杆向下运动, 则在摆杆的作用下活塞向上运动, 由此在活塞行程不改变的情况下, 使上、下止点位置的燃烧室容积变小, 压缩比增加。也就是说, 采用液压执行器控制齿杆, 使摆杆做空间移动, 即利用几何位移的变化, 在适应发动机负荷变化情况的同时, 使压缩比改变。

液压执行器的位置是由控制杆来决定的, 控制杆向上移动, 液压控制器向上运动。控制杆受凸轮轴的作用, 控制杆凸轮轴由伺服电机根据发动机工况的需要来调节控制位置, 进而决定控制杆的位置, 如图5所示。当伺服电机损坏时, 压缩比的位置也能自动保持。

MCE-5发动机技术只涉及发动机缸体, 缸盖和燃烧室的设计不受可变压缩比的影响, 对其没有任何限制。因此, MCE-5发动机适应现有的和未来的战略, 适宜与汽车的匹配。目前, MCE-5发动机已在法国著名的CERTAM发动机开发公司的研究所完成了耐久性试验, 并与标致雪铁龙集团就可变压缩比发动机签订了协议, 进入批量生产准备阶段, 计划在2010年实现批量生产。

德国FEV公司的VCR发动机

德国FEV公司研发的增压汽油机, 其扭矩达300Nm, 功率达165k W, 升功率超过90k W/L。这台1.8L的样机被装在一辆批量生产的汽车上进行试验, 其结果表明, 样车在新欧洲行驶循环中相对于固定压缩比的原型车油耗降低了7.8%, 排放满足欧洲Ⅳ号排放法规要求。在对这台概念发动机进行了摩擦、功能和磨损方面的试验, 以及超过400h的耐久性试验后, 证明样机的摩擦与批量生产的原型机曲柄连杆机构没有什么差别 (因为平行的曲柄传动机构的传力元件是用滚针支承的) , 无论是机械噪声还是燃烧噪声都不显著。

该发动机的结构如图6所示, 这项技术的核心是曲轴的偏心支承。曲轴支承在偏心器中, 并且偏心器支承曲轴的孔的中心线与它的旋转中心线不重合, 两者之间的距离称为偏心度。一台标定功率为200W的永磁激励无刷同步电机通过偏心器上的扇形齿轮带动偏心器转动, 曲柄中心线就会相对于气缸盖的位置发生改变, 因而可以连续地调节压缩比。VCR发动机的压缩比可在8:1和16:1之间进行调节, 调节时间在减小压缩比时为0.1s, 在提高压缩比时为0.3s。

在压缩比调节过程中, 曲轴中心线的位置将发生改变, 但与曲轴变速器端和前端相连接的其它部件的位置是不变的, 因此专门采用了平行的曲柄传动机构对其进行必要的补偿 (这个机构不增加安装空间) , 驱动侧的离合器单元也适合于采用双质量飞轮的起动机/发电机, 或者集成的起动机/发电机。借助于偏心器调节压缩比的原理, 也可以应用于V形发动机。在V形发动机中, V形角对压缩比的影响很小, 其影响可以通过软件中点火时刻的自适应功能得到补偿。

2008年5月, 在日本举行的“人与科技2008会展”上, 德国FEV公司展出了可两级调节发动机压缩比的系统“2 Step VCR System” (如图7所示) , 该系统可以通过改变连杆的长度来改变压缩比。该系统的最大特点是使用了可正、反向旋转的转子, 转子中插入活塞销的孔呈偏心状态, 当转子旋转时, 可使连杆到活塞销的长度发生伸缩。转子的外延部分以夹着旋转轴的方式左、右各连接一个环, 通过油压驱动这两个环, 使得转子旋转。向上推右侧的环, 转子向左旋转;向上推左侧的环, 转子向右旋转。

此次展出的是试制品中的一个, 是以带涡轮的4.0L直列4缸柴油发动机为对象的试制品。通过这一设计, 可以节省约6%的燃油费用。

日本日产公司的VCR发动机

日产汽车公司发布的VCR发动机是用于涡轮增压的发动机, 在100km/h定速行驶时, 其燃油消耗可以降低13%, 而且在高压缩比时燃烧性能良好, 即使在大量废气再循环的的工况下燃烧性能仍然稳定。

该发动机采用多连杆配置, 其结构如图8所示。曲柄销转动部位摆动的杠杆一端与连杆连接, 另一端采用与控制轴延伸出来的连杆相连接的结构。连杆与控制轴的偏心部分连接, 当控制轴转动时, 控制轴连杆使曲柄销回转, 从而使杠杆摆动。由此, 活塞上止点的位置作上下移动, 从而能够连续地改变压缩比。

控制轴连杆使杠杆的一端向下运动时, 杠杆的另一端把曲轴连杆向上推压, 于是活塞的上止点向上移动, 于是压缩比提高;控制轴连杆把杠杆的一端向上抬起时, 则另一端把曲轴连杆向下推压, 活塞的上止点向下移动, 于是压缩比降低。压缩比的变化范围在涡轮增压发动机中设定在14:1~8:1之间。在低增压的低负荷时提高压缩比, 有利于降低燃油消耗;而在高增压的高负荷时降低压缩比, 可以防止爆震。

控制臂由电动执行器驱动。电动执行器是由电机、梯形螺钉、螺帽构成的, 当电机转动梯形螺钉时, 螺帽作轴向移动, 这种位移被传递到控制轴的叉形部分, 其弯曲角最大达到100°时控制轴作旋转运动。压缩比从最大值变化到最小值所需要的时间比增压压力上升所需要的时间要短, 仅为0.4s。

发动机可变进气门相位的确定及优化 第4篇

综合各种可变配气相位机构的优点,建立发动机模型,对进气门压力进行计算分析,在此基础上进行进气门相位的确定及优化,最终得出整体方案。

1 可变配气相位原理

内燃机比油耗的计算公式为:

式中,ge为燃油消耗率,K1为常量,ηi为指示热效率,ηm为机械效率。

汽油机平均有效压力的计算公式为:

式中,Pe为平均有效压力,K2为常量,ηv为充气效率,α为空燃比。

柴油机平均有效压力的计算公式为:

式中,K3为常量,gb为高压泵每循环供油量。

由以上公式可以看出,对于汽油机来说,提高充气效率ηv,可以提高发动机平均有效压力。在同样大小的气缸容积Vh下,提高充气效率可以使进入气缸的实际空气量增多。当保持混合气浓度一定时,允许进入气缸的燃料量增多,在同样燃烧条件下,发动机发出的功率就增加。另一种情况,当燃料供给量一定,ηv的提高使混合气的浓度变稀,即适当加大α,使燃烧时供氧充分而改善燃烧条件,此时有利于经济性的提高。要提高充气效率,需要改善发动机的换气过程。

对于四冲程发动机,换气过程中进排气系统影响发动机性能有四个关键点,即排气门开、排气门关、进气门开、进气门关,理想的可变配气相位机构按需要灵活地调节这四个点的时间,同时调节行程的大小,对进气量、进气流速、残余废气系数进行控制,最终改善燃烧过程,提高发动机综合性能。而发动机进气门处压力对发动机充气效率有决定性的影响,它与气缸内的压力、进气门流通面积共同决定了发动机的充气效率。

2 发动机进气门处压力计算及分析

笔者使用的BOOST软件,以一维流体动力学为基础,管系采用有限体积法进行数值计算,充分考虑了可燃混合气的组分不同引起的相应的热力学性质的变化,并且提供了许多不同类型的边界条件子模型可供选择,可对各种形式的发动机整体或局部子系统进行模拟计算。整个软件由前处理模块、主计算模块和后处理模块组成。在文献的基础上,采用其谐振进气系统,建立491Q汽油机的整机模拟模型。

图1所示是该发动机在不同转速下1缸进气门处压力波形图。从图中可以看出,当发动机转速在低阶谐振转速附近时,进气门处压力呈现为有规律的周期波,当进气门开启时,压力波达到峰值。此后,进气门处压力急剧下降,在进气门开启约180℃A后再次达到峰值。这是由于进气门开启后,发动机处于进气冲程,活塞由上止点快速向下止点移动。此时缸内压力迅速下降,在进气门形成一较大的膨胀波,使进气门压力降低,空气开始从气道经进气门流入气缸。这个膨胀波沿进气支管、谐振腔、谐振管向谐振管口(即大气)流动,在谐振管口反射为压缩波,引起谐振进气系统内的压力波动。在发动机的工作循环中,各缸在其进气门开启期间都有产生压力波的激励,它们在谐振腔和谐振管中相互作用,在谐振进气系统中产生相位一致的压力波,这种压力波又反射回发动机各缸的进气门处。发动机转速越接近低阶谐振转速,进气门处压力波幅值越大,压力波峰值越接近进气门开启时刻;当发动机转速低于低阶谐振转速时,进气门压力波向前移动;当发动机转速高于

低阶谐振转速时,进气门压力波向后移动。

当发动机转速远离低阶谐振转速时,低阶谐振效应对进气门处压力几乎没有影响,在高速区域,压力波形基本相同,但周期压力波被破坏。当进气门开启时,进气门处压力急剧下降,成为一个“深谷”,此后压力波开始上升并在进气门关闭前达到峰值。这是因为在进气门开启后,发动机进入进气冲程,缸内压力下降,在进气门处形成一负压力波。在进气冲程的后半段,随着活塞下行速度的减慢,进气门开启面积的减小,缸内压力逐渐上升,此外,进气道内气体的动能也会转化为压力,从而使得进气门处压力上升,并在进气门关闭前达到峰值。发动机转速越高,压力波动幅值越高,这是因为转速越高,气体流速越快,动能转化为压力波动的影响越显著。

而当发动机转速接近高阶谐振转速时,由进气门开启产生的膨胀波到达谐振腔时反射为一压缩波,压缩波又沿进气支管返回进气门处,形成正压力波(实际上是进气冲程前半段负压力波的映象),正压力波到达时刻进气门流通面积较大,对发动机充气效率的提高有很大帮助。当发动机转速低于高阶谐振转速时,压力波相位向前移动,此时压力幅值降低,充气效率下降;当发动机转速高于高阶谐振转速时,压力波相位向后移动,此时压力会呈现为很深的“波谷”,而波峰却出现在进气门关闭后,充气效率急剧下降。

3 可变进气门相位的确定及优化

3.1 进气门迟闭角的优化

发动机配气相位中的进气门迟闭角和气门重叠角对发动机性能影响最大,而由于进气门早开角会随进气门迟闭角发生同相位变化,因而必然导致气门重叠角也发生变化,故在此只针对进气门迟闭角进行优化分析。

因此在其它参数不变的条件下,选取几个典型的工况,1 000,2 000,3 000,4 000,5 000 r/min,将进气门迟闭角设为可变参数进行模拟计算,相应的扭矩变化见图2。笔者选取发动机转矩作为主要评价指标,同时考虑充气效率,分析各工况下发动机性能随进气门迟闭角的变化趋势。

将进气门迟闭角设为可变参数时,随着进气门迟闭角的变化,发动机转矩在低速下略有减小,但变化不大;在高转速区域转矩提高较大,随着进气门迟闭角滞后值的增大,转矩值还在进一步的增加。但考虑到该发动机原进气门早开角只有15℃A,进气门迟闭角滞后还会对发动机的其它性能参数带来负面影响,因而进气门迟闭角的滞后值是有限的。综合各工况,确定进气门迟闭角在原机的基础上滞后10℃A(即进气门在下止点后63℃A关闭)比较合适。

3.2 转换点的选择

按上述分析,分别模拟计算进气门迟闭角为原机和滞后关闭10°CA两种情况下的速度特性,相应的转矩、功率和燃油消耗率的对比分别见图3、图4和图5所示。

由图3、图4可知,该机在进气门相位滞后10℃A关闭后(此时进气门迟闭角为下止点后63℃A),最大功率(4 000 r/min)由84.4 kW提高到87.3 kW,平均提高功率、转矩3%~7%。原机最大转矩处于3 200r/min,进气门相位滞后10℃A关闭对最大转矩几乎没有提高,但高速区转矩趋于平坦,普遍有所增加。

图5是发动机燃油消耗率的对比曲线,进气门滞后关闭使中、高速区发动机在功率升高的同时,燃油消耗率也有所降低。分析其原因主要是因为发动机处于中、高转速时,进气凸轮轴相位滞后,使打开进气门的相位角也相应推迟,由于进气门迟开,在中、高转速时,加快了进气流动,加强了进气涡流,提高了燃烧速度,获得了较高的燃烧效率,使发动机燃油消耗率降低。

4 整体方案的确定

通过上述分析可以看出,在该发动机配气相位中,进气门迟闭角对发动机的性能有着较大的影响。其中通过计算可以直接对进气门迟闭角进行优化,得出进气门迟闭角为下止点后63℃A。但是,发动机配气相位中的其它参数对发动机的性能也有影响,特别是气门重叠角。因而要想实现最佳的发动机性能,还须对其配气相位角进行综合分析。由此可得,当发动机的转速在低速区时,仍使用原机的配气相位,以充分利用原配气相位下的低速转矩特性;而当发动机转速超过最大转矩点后,可采用适当机构使配气机构的进气凸轮相位向延迟打开方向旋转10℃A,以充分利用进气门迟闭产生的高功率和较低的燃油消耗率。

发动机的配气相位直接影响着发动机的进排气性能,对燃烧过程的好坏起着至关重要的作用,并通过影响气缸内新鲜充量的质量、残余废气系数等改变着内燃机的功率、转矩、油耗和排放等。基于凸轮轴调相原理的可变配气相位技术具有结构简单,成本低,不需要对发动机进行大的改动等优点。只要我们精心设计,同时结合发动机谐振进气技术等,就可取得良好的效果。

参考文献

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可变发动机 第5篇

发动机大多以部分负荷工况工作,因此,发动机技术的一个主要目标是提高部分负荷的性能,即在满足高功率的同时,要求保证中低转速和负荷下发动机的动力性、经济性和排放特性。按照传统的发动机结构,很难保证中低速性能,原因是发动机在不同工况下对气体运动具有不同的要求:低速运转时,气体运动是影响发动机性能的主要因素;高速运转时,流通系数成为影响发动机性能的重要因素。可变进气结构是针对发动机对气体运动和流通系数的不同要求而产生的,其实质是在发动机的工作过程中,通过改变单一的进气模式,组织变化的进气方式,使进入缸内的充量大小和运动形式适合变化的发动机运行工况,从而提高发动机性能,降低排放水平。目前,可变进气技术在国外的汽车发动机和大排量的发动机上已经有较多应用;而在国内的研究与应用均处于初级阶段,尤其在小排量发动机上还没有实际的研究与应用。本文针对1台单缸电控4气门发动机,进行了可变进气的改进设计、台架性能及排放试验。

1 可变进气道的实现方式

试验用机为单缸125 mL 4气门发动机,具有发动机高速性能优越,但中低负荷性能不好的特点。为此,考虑在发动机上设计1个可变进气装置,以满足发动机的中低负荷性能。可变进气结构的主要工作原理是通过改变4气门发动机单边气道的流通面积来实现进气充量运动形式及强度的变化[1,2]。

设计了简易的横向滑动式可变进气结构[3],如图1所示。其中,实线部分为滑片形状,数字1～5分别表示为滑片的5个位置,实现了不同的进气方式,如图2所示。在不同的节气门开度下,配合不同的滑片位置,使1个进气道有不同的开度,实现可变充量运动。5种可变进气模式分别为:不可变进气,on模式;可变进气25 %(关闭1个气道口面积的25 %),off 0.25模式;可变进气50 %(关闭1个气道口面积的50 %),off 0.5模式;可变进气75 %(关闭1个气道口面积的75 %),off 0.75模式;可变进气100 %(完全关闭1个进气道),off 1.0模式。

2 可变进气道的流通特性

用Ricardo方法所定义的流量系数和无因次涡流与滚流分别为:

CF=Q/nAV0

NR=ω RB/V0 (1)

式中,Q为流经气道的流量;A为气门座圈内径的面积;n为进气门数;B为气缸直径;ωR为风速仪叶片转速;V0为速度,undefined,Δp为气道压差。

涡流与滚流比Rs为:

Rs=LD∫α2α1CFNRdα(∫α2α1CFdα)2

LD=BSnD2 (2)

式中,α1、α2分别为气门开启和关闭的曲轴转角;S为活塞行程;D为气门座圈内径。

通过气道稳流试验台对可变进气发动机气道的流动特性进行了试验,结果如图3所示。

由图3可见:气道的流量系数总是随着气门升程的增加而增大,但是,在不同的进气模式时,气道的流量系数随着气门升程提高的变化率明显不同,在小气门升程时,节流反而使流量系数增大;而在大气门升程,节流使流量系数降低。这是因为在小气门升程时,由于气门开度很小,气门处的流通阻力很大,气流在气道内的流动非常紊乱,如果在气道口节流,就使气流的运动重新组织,使流动速度加快,使流量增加,随着气门升程的增大,气门处的流通阻力减小,需要更多的空气,就不需要在气道口节流了。由此可见,进气模式对发动机气道的流量系数影响较大,可以通过改变进气模式来满足发动机对流量系数的要求。

在可变进气结构的作用下,减小单边气道流通面积之后,缸内气体运动不再是单纯的涡流运动或单纯的滚流运动,而是涡流运动和滚流运动的结合[4]。在节流增大后,滚流、涡流均加强了,这对于燃料的混合和火焰传播均有明显的改善,从而改善低速燃烧过程和低速扭矩。

3 可变进气发动机性能试验及结果分析

试验在天津内燃机研究所开发的发动机台架测试系统上进行,试验装置如图4所示。使用AVL燃烧分析仪采集气缸压力,用佛山排放分析仪采集排放数据。发动机的主要技术参数见表1。

3.1 发动机性能试验结果及分析

在不同的节气门开度(25 %、35 %、50 %、75 %)下,选用不同的可变进气开度,进行了发动机的性能试验。在节气门25 %开度时(图5),转速为2 500～4 000 r/min,采用off 1.0的进气方式的功率、扭矩,相比不可变进气及其他可变进气方式时分别提高了4.21 %、4.37 %,而燃油消耗率降低了4.9 %;在4 000 r/min时,发动机工作恶化,功率和扭矩均下降。试验结果表明:在节气门25 %开度时,由于进气流量很小,off 1.0模式的涡流比与滚流比最大,缸内混合气混合最好,燃烧完善,所以发动机性能提高。

在节气门35 %开度时(图6),转速为2 500～4 500 r/min,可变进气为off 0.75的功率和扭矩,相比相同工况下非可变进气,分别提高了4.12 %、4.32 %,而燃油消耗率降低了4.54 %。功率、扭矩变化趋势为:off 0.75off 0.25off 1.0onoff 0.5。由功率、扭矩变化趋势可见:缸内滚流、涡流的加大有助于燃烧,但off 1.0模式性能下降的原因在于off 1.0模式的流量系数显著降低,其改进的燃烧不足以弥补流量减小的影响。

在节气门50 %开度时(图7),转速为3 000～5 000 r/min,off 0.5进气模式的功率和扭矩相比其他进气方式分别提高了3.58 %、3.92 %,燃油消耗率降低了3.87 %。功率、扭矩变化趋势为:off 0.5off 0.25onoff 1.0off 0.75。试验结果表明:在中等负荷与转速时,保证流量系数、并有一定的流动强度对燃烧最有益。

在节气门75 %开度时(图8),转速为5 000～6 500 r/min,采用off 0.25可变进气的功率和扭矩分别上升了2.56 %、2.89 %,而燃油消耗率下降了2.66 %。试验结果表明:在低速时,off 0.25的可变进气使功率、扭矩略有下降,燃油消耗率大幅度增加;而在高速与高负荷时,由于进气流量大,则不需要节流。

不同节气门开度时的发动机性能变化对比如表2所示。

在不同的节气门开度(不同的负荷)、不同转速下,功率随着进气模式呈现不同的变化规律如图9所示。不同的进气模式对应不同的流量、涡流比和滚流比。基于缸内气流运动具有涡流和滚流两种运动,所以它对发动机燃烧过程和性能的影响既不同于涡流运动也不同于滚流运动,而是两种运动对发动机燃烧过程和性能影响的综合。滚流运动不仅可以提高发动机燃烧过程预燃期和主燃期的燃烧速率而且可以提高后燃期的燃烧速率。off 1.0模式相对于其他4种模式的涡流比与滚流比最大,对发动机缸内燃烧的改善最有利。但在不同的负荷与转速下对发动机的燃烧有不同表现:低负荷时,在25 %节气门开度、转速为3 000～4 000 r/min时,off 1.0模式对发动机性能具有最大的改善;在35 %节气门开度、转速为3 000～4 500 r/min时,off 0.75模式对发动机性能有最大的改善;在50 %节气门开度、转速为4 000 ～5 500 r/min时,off 0.5模式对发动机性能有最大的改善。

3.2 发动机排放试验结果及分析

图10～图13为不同油门开度、不同的可变进气模式时的发动机排放性能。试验结果表明:HC、CO排放降低了4 %～9 %,原因在于气流运动使混合气形成均质化,从而使燃烧室内减少或消除混合气局部地区过浓或过稀以及局部高温缺氧区,减少了高温裂解未燃燃油,从而减少HC排放[5],但NOx排放有所增加。NOx、HC、CO排放试验结果的对比见表3。

3.3 发动机缸内燃烧特性分析

对试验采集的相应工况点的气缸压力、放热率及温度进行分析,如图14～18所示。由连续50个循环的平均示功图和放热率曲线可见:可变进气后,气缸压力有所升高,放热率加快,放热率曲线提前,根据热力循环分析可知,越接近上止点放热,发动机热效率越高,缸内温度略有升高。

涡流与滚流可以显著提高发动机缸内混合气的湍动能,从而最终提高气缸压力。由于可变进气的采用,使进气产生的大尺度涡流与滚流得到加强,随着节流尺度的增大,涡流比与滚流比均增大。在进气过程中产生的涡流运动,在压缩过程被压缩而破碎成小尺度涡团,从而使点火时刻缸内的湍动能大幅度增加,进气过程产生的涡流比越大,点火时刻湍动能增加幅度越大,从而加快了火焰传播速度,缩短了燃烧持续期,优化了发动机的燃烧过程[6]。但是,这一优化效果是有一个极限的,而且,在实际应用中不可能无限制地提高发动机的涡流比与滚流比,因此,需要选择适当的涡流比来提高发动机的性能。

4 结论

(1) 在不同节气门开度,采用不同的可变进气模式,发动机性能有不同程度的改善,但随着负荷的增大其改善幅度降低。随着节气门开度从25 %上升到75 %,发动机功率提高了4.37 %～2.56 %,扭矩提高了4.21 %～2.56 %,燃油消耗率降低了4.89 %～2.66 %,同时,HC、CO排放降低了4 %～9 %,而NOx排放有所上升。

(2) 可变进气模式的改变,即改变了进气的流动特性、充量大小和运动形式;在中低负荷时适当增加了涡流比与滚流比。根据热力循环分析可知:增加的涡流比与滚流比,使气缸压力有所升高,放热率加快,放热率曲线提前(越接近上止点放热,发动机热效率越高),缸内温度略有升高,从而改善发动机中低负荷性能。

(3) 对于短进气道、小排量高速汽油机,通过采用可变进气方式,可以优化发动机中低负荷性能。

参考文献

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可变发动机 第6篇

可变配气相位(VVT)能使气门正时、气门开启持续时间及气门升程等参数中的一个或多个随发动机的工况变化实时进行调节,从而获得更好的燃油经济性及扭矩和功率特性,并能提高怠速稳定性。可变配气相位机构按结构特点和驱动方式不同,可分为凸轮驱动机构和无凸轮驱动机构。电液驱动可变配气相位机构是无凸轮驱动机构的一种,采用了电控液压回路,液压驱动气门开闭的工作原理。与凸轮驱动可变配气相位机构相比,它使发动机结构更为紧凑,同时增大了气门布置的灵活性,实现了气门设计的柔性化,能使换气过程与燃烧过程匹配得更好。电液驱动能灵活、单独、精确地控制气门的运行,除了能使换气过程更加完善、优化发动机的工作性能外,还有助于实现新概念燃烧方式,如HCCI 燃烧方式中的内部EGR控制等;可以通过改变气门的配气相位来改变多燃料发动机的有效压缩比,以适应不同燃料的要求[1,2,3,4,5,6,7,8,9]。本文在不改变气缸结构和原机进气门驱动机构的基础上,设计了一种电液驱动可变配气相位的排气门驱动机构,并对其效果进行了试验验证。

1 电液驱动可变配气相位机构的设计研究

电液驱动可变配气相位机构利用一种压缩性较小流体的弹性特征对气门的开启和关闭起加速和减速的作用,对内燃机气门正时、气门升程和气门运动速度提供了连续的可变控制。气门加速时流体的势能转化为气门的动能,气门减速时气门的动能又转化为流体的势能,在整个过程中能量损失很少,但是存在着气门实际运动总是比程序规定的运动滞后。与其它结构相比,电液驱动单弹簧结构保留了原发动机气门复位形式,使得结构变化相对较小,缸盖布置相对容易,所以本研究采用了电液驱动单弹簧可变配气相位结构形式。

1.1 结构设计原则和特点

针对所研究的发动机相关性能,确定该机构的相关设计参数,在满足发动机转速2000r/min的条件下,充分考虑气门落座速度和运动加速度等问题,经过对机构的仿真计算和试验分析,所得到的动力学特性基本符合原机的规律。

本结构主要针对醇类燃料均质压燃工作过程,为了达到较大的内部EGR,对发动机的排气门驱动机构进行了电液驱动可变配气相位改造,具体实施是在时风195 发动机上进行的,在不改变气缸盖结构和保留原机进气门驱动机构的基础上,利用设计的电液驱动可变配气相位机构,代替了原来的排气门驱动机构。给定的设计要求为:气门升程10mm ,气门每分钟可启闭1000次,每次动作持续时间不大于18ms 。而且要求该机构应具有如下功能:可以根据发动机转速和负荷变化,适时改变排气门的配气相位,优化发动机的性能,从而获得更好的燃油经济性,更优异的扭矩和功率特性,提高怠速稳定性和降低排放;可以实时改变内部EGR率,实现传统燃烧方式和HCCI 燃烧方式的相互转化。

1.2 电液驱动可变配气相位机构液压系统设计

1.2.1 电液驱动可变配气相位机构工作原理

电液驱动可变配气相位机构原理如图1 所示。油泵将油压入蓄能器,经蓄能器稳压后,通过常闭电磁阀,供给液压缸(执行机构)。气门开启过程,常闭电磁阀和常开电磁阀A、B(其中常开电磁阀B为小通径电磁阀)同时工作,常闭电磁阀开启,常开电磁阀关闭,压力油进入液压缸推动活塞向下运动开启气门。当气门达到最大开启位置时,常闭电磁阀断电,液压缸处于保持状态,气门维持最大开度位置。气门关闭过程,常开电磁阀和常闭电磁阀均处于断电状态,液压缸内的油在气门复位弹簧的作用下流回油箱,气门关闭。为了实现理想的气门控制,气门关闭过程初期,常开电磁阀都是开启的,回油经两阀流回油箱;气门关闭过程后期,常开电磁阀A关闭,回油经小通径常开电磁阀B流回油箱,气门落座速度得到控制,以减小气门落座冲击。

1.2.2 液压缸柱塞设计

为适应气门开闭规律及减小落座和开启的冲击,液压缸柱塞为套式双柱塞结构(图2)。柱塞运动分为2个阶段:第1阶段,两柱塞同时运动开启气门,获得较大的气门开启速度,缩短气门开启时间;第2阶段,大直径柱塞被限位停止运动,小直径柱塞继续运动延续气门开启过程,直至气门达最大升程位置,这样可减小气门到达最大开启位置时的冲击力。柱塞直径根据相关公式[10]计算得出:大直径柱塞直径d1=12mm;小直径柱塞直径d2=8mm。

1.2.3 液压系统关键参数的确定

额定工作压力和流量经计算后确定:液压工作压力为15MPa;液压系统额定流量为 17L/min 。蓄能器最小容积取单位时间液压缸容积的50倍,根据蓄能器型号,蓄能器容积选5.2L。

1.2.4 电磁阀的选取

电磁阀采用了贵州红林机械厂生产的推挽式双电磁铁高速开关阀,该阀可以满足气门每分钟启闭1000 次的响应特性要求以及流量供给要求。

2 气门运动特性及规律试验

2.1 试验设备及试验方法

本试验的目的主要是验证气门升程规律的变化及机构响应特性。试验平台的原理如图3所示:调速电动机带动光电编码器生成转速信号输入ECU, 霍尔传感器产生上止点信号也输入ECU。ECU 控制电液驱动可变配气相位机构的工作。电液驱动可变配气相位机构的输出信号为气门升程信号。气门升程及转速信号通过接线端子板、高速数据采集卡输入计算机。

2.2 原机气门升程曲线

原机气门升程曲线如图4所示,可以分成开启阶段、保持阶段和关闭阶段。其开启时刻为137°CA,关闭时刻为374°CA,气门最大升程为10mm。

2.3 电液驱动可变配气相位机构的气门开启特性

本电液驱动可变配气相位机构驱动压力及转速影响特性对气门升程变化规律的影响具有相似性,本文仅对驱动压力为12MPa、15MPa转速为1000r/min时的气门升程曲线进行相关试验分析。

2.3.1 电液驱动可变配气相位机构气门升程规律

图5是驱动压力12MPa、转速1000r /min 单循环气门升程曲线。曲线可分成3个阶段。开启阶段:升程曲线以较大的斜率直线上升,斜率几乎不变,即可以实现接近瞬态气门开度达到最大的目的;保持阶段:升程曲线在最大升程位置有较长的保持期,仅因液压柱塞的刚性限位造成升程产生小幅震荡,这主要由气门运动的冲击和气门位移传感器的信号噪声引起,而且信号噪声的影响占70%以上;关闭阶段:升程曲线以较大的斜率下降,大大缩短了气门落座的时间,为维持气门的最大开启段创造了条件。与最大升程位置的情况相同,落座时的气门冲击和传感器信号噪声构成了气门升程曲线的落座反跳线型,实际上气门仅出现约0.2mm的反跳。从气门升程整个曲线分析,电液驱动可变配气相位机构使排气时间截面积大大增加,提高了发动机的换气能力,降低了残余废气压力,有利于提高充气效率,进而提高发动机功率,降低燃油消耗。驱动压力为12MPa 时,气门开启时间约为6ms,关闭时间约为 9.375ms。图6是驱动压力12 MPa、转速1000r/min时,电液驱动可变配气相位机构连续工作循环气门升程曲线。图6中连续工作基本上保持了单循环的气门升程规律,说明该机构完全可以实现发动机的配气正时要求。

对1000r/min、1400r/min、1700r/min和2000r/min转速进行试验发现:不同转速下气门升程曲线的重复性好,开启正时最大误差仅为2°CA。在驱动压力不变的情况下,随着转速的升高,气门开启到达最大升程位置的曲轴转角相应增加;气门关闭时的曲轴转角亦相应增加。根据仿真计算结果,本机构可以适应2300r/min以下的发动机应用。

图7为驱动压力15MPa、转速1000r/min单循环气门升程曲线,气门开启时间约为5ms ,关闭时间约为9.375ms 。比较不同驱动压力下的气门升程曲线,可以得出如下规律:驱动压力升高时,气门开启升程曲线的斜率增大,到达最大升程位置的时间由6ms减少到5ms,但气门关闭时间几乎没有变化。

图8为驱动压力15MPa、转速1000r/min连续循环气门升程曲线。随压力升高,气门运动规律的迟滞效应增大,这可通过改变阀的控制时间来解决。

2.3.2 气门开闭时间控制试验研究

为了验证本机构对气门正时控制可行性,对不同气门正时,进行了驱动压力为12MPa、转速为1000r /min和1200r/min时气门开闭时间控制研究。气门开启时间为157°CA、关闭时间为360°CA试验升程曲线如图9;气门开启时间167°CA、关闭时间384°CA气门升程曲线如图10。可以看出,改变气门的开启时间,该机构仍可保证气门升程的统一波形并及时关闭。

3 结论

所研制的排气门电液驱动结构是可行的,但该结构还存在着气门运动冲击、液压迟滞等问题,需要从结构以及控制策略上进行优化改进。在不同发动机转速下,该机构可以按原机配气相位开启和关闭,开启速度、进气流通截面积优于原机。改变液压系统的驱动压力,可以改变气门的开启速度。该机构能够实现气门正时和升程的连续可变。气门升程曲线具有良好的重复性,最大误差仅为2°CA。

摘要：在不改变气缸盖结构和保留原机进气门驱动机构的基础上,设计了一种电液驱动可变配气相位的排气门驱动机构。通过与原机机械结构对比试验得出:该机构气门升程曲线具有良好的重复性;在不同发动机转速下,该机构可以按原机配气相位开启和关闭,开启速度、排气流通截面积明显优于原机;改变液压系统的驱动压力,可以改变气门的开启速度;该机构可以实现气门正时和气门升程的连续可变。

关键词：内燃机,排气门,电液驱动,可变配气相位

参考文献

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可变发动机 第7篇

汽车发动机可变气缸管理系统是指汽车发动机处于中低负荷情况下, 系统会自动关闭部分气缸的工作, 增加工作气缸的负荷率, 提高了汽车的燃油经济性和环保性。当需要强劲动力时, 系统会立即恢复全部气缸工作, 充分发挥所有气缸参加工作时的动力性。汽车发动机可变气缸管理系统是较为先进的汽车发动机电子控制技术。简单来讲, 汽车发动机可变气缸管理系统就是一种能够根据道路情况或者驾驶员驾驶状态对发动机气缸工作状态进行调节的一项节能和环保技术,

2 汽车发动机采用可变气缸管理系统的原因

较大排量的发动机, 由于排量的增大, 发动机气缸数势必有所增加, 如V6、V8、W12, 这些都是大排量车型所习惯采用的发动机布局。大排量发动机最大的优点就是其可以拥有十分充足的动力储备, 能提供更好的动力输出, 但同时也有一个问题, 就是在拥有较好动力的同时, 在较好道路条件下行驶时, 发动机的功率利用率小, 车辆的燃油经济性明显降低。而较少排量的发动机, 由于排量较少, 发动机的功率利用率较大, 燃油经济性及环保性较好, 但是, 在恶劣路面或汽车急加速时, 汽车的动力性明显不足。

汽车发动机可变气缸管理系统恰好既能够满足较大排量发动机的动力性的要求, 又能满足其燃油经济性和环保性的要求, 是一种较为先进的汽车发动机控制技术, 也是汽车发动机的未来发展的一个趋势, 应用前景也非常看好。

3典型的发动机可变气缸管理系统的结构、控制技术及各自优势

3. 1 本田的可变气缸管理系统

3. 1. 1 本田可变气缸管理系统 ( Variable Cylinder Management) , 简称VCM ( 如图1 ) , 它可以在行驶时将车辆的个别气缸关闭, 让一台3. 5 升V6 发动机在3、4、6 缸之间变化, 排量则在1. 75 升至3. 5 升之间变化。这套可变气缸技术可以很智能的管理车辆发动机, 当车辆进行爬坡、加速、起步等全负荷工作时, 发动机的六个气缸会全部投入工作, 而当车辆以中速巡航状态行驶时, 工作的气缸数会减半, 即只工作三个气缸, 而在高速巡航时, 为了保证车辆的动力输出, 运行气缸的数量会增加至四个 ( 如图2) 。

3. 1. 2 由于VCM系统会自动关闭非工作缸的进气门和排气门, 所以可避免与进、排气相关的吸排损失, 并进一步提高了燃油经济性。在三缸工作模式下, 该系统会禁用后气缸组的1 号、2 号和3 号气缸, 并用剩下的三个气缸运行发动机。 ( 如图3) 。在四缸工作模式下, 该系统会禁用前、后气缸组的3 号和4 号气缸, 并用剩下的四个气缸运行发动机 ( 如图4) 。当需要较大动力时, 系统会自动以6 缸的方式运行, 以提供最大的动力性能 ( 如图5) 。关闭气缸后, 停止工作气缸中的火花塞会继续点火, 从而尽量避免火花塞的温度损失, 防止气缸重新工作后因不完全燃烧而造成的火花塞油污。

3. 1. 3VCM结构与动作: 如图6 所示, 本田的VCM系统采用电子控制, 并采用专用的一体式滑阀, 这些滑阀与缸盖内的摇臂轴支架一样起着双重作用。根据电子控制装置发出的指令, 滑阀会有选择地将油压导向特定气缸的摇臂。1 号至4 号气缸各有一个主摇臂和一个次摇臂。主摇臂随凸轮动作, 次摇臂压缩气门弹簧。当ECM/PCM确定车辆巡航时, 机油压力推动同步活塞移动, 完成主摇臂和次摇臂的刚性连接, 这时次摇臂可以通过压缩气门弹簧而打开该气门。当油压中断时, 主摇臂和次摇臂断开, 次摇臂不能打开气门, 此时该气门处于关闭状态。

3. 1. 4 在进、排气门均关闭的情况下, 气缸保持密封。滞留在内部的气体像一个弹簧, 随活塞的上下移动膨胀和收缩。因为停用的气缸内没有发生进气或排气, 可以减少泵气损失 (如图7所示) 。

3. 1. 5VCM系统对节气门开度、车速、发动机转速、自动变速箱档位选择及其它因素进行监测, 以针对各种工作状态确定适宜的气缸启用方案。此外, 该系统还会确定发动机机油压力是否适合VCM进行工作模式的切换, 以及催化转化器的温度是否仍会保持在适当范围内。为了使气缸启用或停用时的过渡能够平稳进行, 系统会调整点火正时、线控节气门的开度, 并相应地启用或解除变矩器锁定。而对于车辆来说, 气缸在变化过程中驾乘人员基本不会有任何察觉。当发生如机油压力过低或同步活塞卡滞的故障时, VCM系统被停用, 且发动机默认为6 缸运行。MIL ( 故障警示灯) 被点亮, 并设置一个和动力系统相关的DTC ( 汽车故障代码) 。

3. 2 克莱斯勒可变气缸管理系统

3. 2. 1 克莱斯勒的可变气缸管理系统, 它的全称为Multi-Displacement System-多级可变排量控制系统, 简称MDS。所谓MDS, 就是依靠关闭相应的气缸来达到节油的效果。

3. 2. 2 克莱斯勒的HEMI ( 半球状燃烧室) ( 如图8) 发动机采用的是OHV ( 底置或中置凸轮轴) ( 如图9) 结构。HEMI是一款凸轮轴中置的发动机 ( 如图10) , 因此它也必须通过气门挺杆来控制气门的开合,

3. 2. 3 克莱斯勒V8 的MDS对气门开闭的控制依靠特别设计的挺柱实现 (如图11) 。这种特殊的两件式滚轮挺柱的内部机构和外部套筒并非刚性连接, 当发动机处于8缸工作状态的时候, 它的内外两部分被两个受到弹簧作用力的链接销锁死, 这时挺柱的内外部分都随凸轮轴转动从而可以推动顶杆正常的控制气门开闭, 此时HEMI发动机的八个气缸将会全部工作, 使得车辆得到最大的动力输出。当发动机ECU根据发动机各种传感器检测到的数据判断出发动机处于轻负荷的状态时, ECU会发出控制信号, 接通电磁阀电源, 电磁阀通电后把更高的机油压力传递到与其相对应的挺柱并将链接销推入 (如图13) , 从而使挺柱内部与套筒分离, 此时外部的套筒随着凸轮轴运转, 而内部的推杆已经失去了作用。最终的结果就是气门顶杆失去了推动力, 气门的弹簧机构就可以保证气门一直处于关闭状态。气门关闭后, 气缸内部的燃料注入的工作也将停止, 此时HEMI的四个气缸不参加工作, 发动机也由原来的V8变成了V4, 发动机最终处于4缸工作状态 (如图14) 。

3. 2. 4MDS系统使发动机工作气缸在8 缸和4 缸之间切换, 它最大的好处就是提高了发动机的燃油经济性。克莱斯勒对其进行的长期测试表明, 在市区和高速公路行驶时MDS的使用率分别为17% 和48% , 总体平均使用率为40% , 这样在各种行驶条件下, 估算的燃油经济性将提高20% , 而预计燃油经济性总体将提高10% 。

3. 2. 5 MDS系统的另外一个成功之处就是气缸的切换可以在0. 04 秒内安静的完成, 如此灵敏的切换速度带来的MDS系统的优势是: 节油、不影响乘坐的舒适性、不会改变驾驶员的驾驶习惯。

3. 2. 6 MDS系统最早在2005 年就在HEMI发动机上使用, 无论是克莱斯勒300C还是Jeep大切诺基还是道奇Charger等车型上都已配备上拥有该项技术的发动机。国产别克君越的3. 0L V6 也有类似技术。

3.3大众小排量发动机可变气缸管理系统 (ACT)

3.3.1 ACT主动式可变气缸管理系统 (Active Cylinder Management) 主要是在发动机处于中低负荷运转状态下时, 会自动关闭第二缸和第三缸, 从而用来降低燃油的消耗。一般在启动运行时, 虽然只有两个气缸在运行, 但性能上也能像四缸同时工作一样, 也并不会影响到发动机的平顺运行。而当我们再次踩下油门踏板时, 两个气缸就会重新启动并运行。该系统一般在发动机转速为1250转/分到4000转/分之间, 扭矩输出达到25牛米到100牛米左右时便会自动启动。启动时间会在13毫秒到36毫秒之间。大众汽车是第一家在四缸发动机中采用主动气缸管理系统作为节油技术的汽车制造商, 用于大众的EA211发动机。

3. 3. 2 大众工程师专门在这套系统的进气与排气两根凸轮轴的上方设计安装四个控制电磁阀 ( 如图14) , 并在每根凸轮轴上安装有螺旋沟槽 ( 凸轮轴斜槽) 套筒, 螺旋沟槽套筒通过花键固定在凸轮轴上 ( 如图15) 。旋沟槽套筒在电磁阀的控制下左右移动来完成每个进、排气门不同升程的凸轮的切换。大升程的凸轮可以打开进、排气门, 发动机完成进、排气的功能。而零升程的凸轮则打不开进、排气门, 进、排气门处于关闭状态。

3. 3. 3当发动机转速在1250 转/ 分到4000 转/ 分之间, 扭矩输出不足100牛米时, 发动机需要停止第二缸和第三缸气缸工作, 这时发动机ECU便向凸轮轴上方的四个控制电磁阀下达指令, 使电磁阀的阀芯伸进螺旋沟槽内, 移动带有螺旋沟槽的套筒, 将与气门摇臂接触的凸轮由大升程变为零升程 (如图15) , 这时气门便打不开, 暂时关闭, 停止进气与燃烧动作。而如果是ACT电子控制单元接收到气门恢复工作的指令, 那么负责重新开启气缸的另一电磁阀便会工作, 移动带有螺旋沟槽的套筒, 将与气门摇臂接触的凸轮由零升程变为大升程, 这时气门便可以打开和关闭, 再次提供发动机所需的空气与燃料, 关闭的气缸便可以重新开始工作。

3. 3. 4 ACT系统仅通过电磁阀控制带有螺旋沟槽的套筒移动, 就能实现停止第二气缸、第三气缸的做功, 结构比其它可变气缸技术更加可靠, 可实现性更强。借助油门踏板传感器和发动机智能监测程序, 该系统可探测出不规律的驾驶状态: 例如在车流中穿行或在乡村道路上高速行驶时, 气缸关闭功能将被禁用。

4 总结:

无论是本田、克莱斯勒还是大众, 他们使用可变气缸管理系统的原因就是为了要最大化的降低车辆的油耗。相比之下, 大排量多缸数发动机在使用可变气缸管理系统时的效果要远远好于小排量发动机。对于小排量发动机的可变气缸管理系统虽然还并不成熟, 节油效果也没有想象的理想, 但这毕竟是发动机的发展趋势, 未来可能会趋于更加完美。伴随着石油的逐渐短缺, 无论是大排量发动机还是小排量发动机, 最大限度地降低油耗成为汽车发动机不得不面对的问题, 也是汽车技术发展的方向之一。

参考文献

[1]王林超.汽车电控技术[M].北京:中国水利水电出版社, 2010:93-95

可变发动机 第8篇

电控发动机是高科技术在汽车上的应用, 是汽车技术和电子技术相结合的产物。目前, 电控发动机上的可变气门正时技术正处于发展和完善阶段, 可变气门正时技术可以提高进气充气量, 使充气系数增加, 发动机的扭矩和功率可以得到进一步的提高。

通过内燃机的工作原理, 不难得到这样的结论:在进、排气门开闭的四个时期中, 进气门迟闭角的变化对充气效率影响最大。进气门迟闭角的变化对充气效率和发动机功率的影响见图1。图1中每条充气效率ηv曲线体现了在一定的配气正时下, 充气效率ηv随转速n变化的关系。如迟闭角为40°时, 充气效率ηv是在约1800r/min的转速下达到最高值, 说明在这个转速下工作能最好地利用气流的惯性充气。当转速高于此转速时, 气流惯性增加, 就使一部分本来可以利用气流惯性进入气缸的气体被关在气缸之外, 加之转速上升, 流动阻力增加, 所以使充气效率ηv下降。当转速低于此转速时, 气流惯性减小, 压缩行程初始时就可能使一部分新鲜气体被推回进气管, 充气效率ηv也下降。

图1中的不同充气效率ηv曲线, 也体现了在不同的配气正时下, 充气效率随转速变化的关系。不同的进气迟闭角与充气效率ηv曲线最大值相当的转速不同, 一般迟闭角增大, 与充气效率ηv曲线最大值相当的转速也增加。迟闭角为40°与迟闭角为60°的充气效率ηv曲线相比, 曲线最大值相当的转速分别为1800r/min和2200r/min。由于转速增加, 气流速度加大, 大的迟闭角可充分利用高速的气流惯性来增加充气。

改变进气迟闭角可以改变充气效率ηv曲线随转速变化的趋向, 以调整发动机扭矩曲线, 满足不同的使用要求。不过, 更确切地说, 加大进气门迟闭角, 高转速时充气效率ηv增加有利于最大功率的提高, 但对低速和中速性能则不利。减小进气迟闭角, 能防止气体被推回进气管, 有利于提高最大扭矩, 但降低了最大功率。因此, 理想的气门正时应当是根据发动机的工作情况及时做出调整, 应具有一定程度的灵活性。

2.可变气门正时技术在Passat B5轿车上的应用

Passat B5轿车最新选用2.8升V6发动机, 该发动机对可变气门正时进行了特别设计, 其传动方式改进了进、排气凸轮轴分布, 如图2所示。排气凸轮轴安装在外侧, 进气凸轮轴安装在内侧, 曲轴通过齿形皮带首先驱动排气凸轮轴, 排气凸轮轴通过链条驱动进气凸轮轴, 安装十分合理, 解决了传统动力传递上出现的不合理问题。

另外, 其使用的可变气门正时调节器在进气凸轮轴和排气凸轮轴之间可以上升和下降, 来适应当发动机转速上升和下降时, 进气门迟闭角的增大量和减小量。因为进气门迟闭角的改变对充气效率影响最大, 是改善发动机工作性能的最有利因素。电控发动机转速在低速时, 如图3 (a) 所示, Passat B5轿车的进气门关闭较早, 左列缸对应的可变气门正时调节器向下运动, 上部链条由长变短, 下部链条由短变长;右列缸对应的可变气门正时调节器向上运动, 上部链条由短变长, 下部链条由长变短。左、右列缸对应的进气凸轮轴在两个力的共同作用下都顺时针额外转过θ角, 加快了进气门的关闭, 满足了低速进气门关闭较早, 提高最大扭矩的要求。当Passat B5轿车发动机转速为3700r/min时, 如图3 (b) 所示, 即高速时, 要求进气门关闭得较迟, 左列缸对应的可变气门正时调节器向上运动, 上部链条由短变长, 下部链条由长变短, 右列缸对应的可变气门正时调节器向下运动, 上部链条由长变短, 下部链条由短变长, 在左列缸的下部链条和右列缸的上部链条同时由长变短的过程中, 排气凸轮轴已转过θ角, 进气凸轮才开始动作, 进气门关闭变慢了, 满足了高速进气门关闭较迟, 可提高最大功率的要求。

电控发动机上使用微机控制可变正时, 使该技术的应用更为精确可靠, 适应了现代高级轿车的高科技高性能的要求。另外, 可变气门正时技术在电控单元的控制下, 很好的解决了加、减速时燃油修正和急加速时异步喷射的喷油量控制的精确度。

3.结论

综上所述, Passat B5轿车电控发动机可变气门正时系统是通过微机控制可变气门调节器上升和下降, 获得齿形皮带轮与进气凸轮的相对位置变化, 来改变进气迟闭角, 从而提高发动机的转矩或功率的。

但是, Passat B5轿车电控发动机可变气门正时系统只是可变配气相位中的一种, 相关的技术, 如日本本田公司的变换凸轮型线的可变配气相位机构, 以及通过改变量轮与气门之间连结的电控液压挺柱式可变配气相位机构等, 也都得到了很好的应用。

总体来说, 通过发动机可变气门正时技术的逐渐成熟, 将来会有越来越多的高性能汽油发动机采用这一技术, 进而提高其动力性和经济性, 降低排放。

参考文献

[1]李朝晖, 杨新桦主编.汽车新技术.重庆:重庆大学出版社, 2004