无凸轮式配气相位优化设计及发动机性能仿真研究*

2021-10-29张鹏博何义团陶友东

小型内燃机与车辆技术 2021年4期

张鹏博何义团邹晔陶友东

（1-无锡职业技术学院汽车与交通学院江苏无锡 214121 2-重庆交通大学3-隆鑫通用动力股份有限公司）

引言

随着能源危机的加深及排放法规的日益严格，提高发动机燃油经济性、排放性能成为当下内燃机发展的主要方向。其中，可变气门正时（VVT，Variable Valve Timing）技术能够根据发动机不同运行工况实时调整进排气门参数，与传统凸轮轴式配气相位保持固定不变的特点相比，能更好地优化发动机动力性、经济性和排放性能[1-3]，国内外专家学已经对可变气门正时技术开展了大量的研究并取得了一定的成果[4-7]。传统的VVT 技术没有摆脱凸轮轴的限制，仍然基于凸轮轴的机械式可变气门正时机构，这类机构大多结构复杂且调节能力有限[8-10]。

随着电子及液压驱动技术的不断发展，出现了通过电磁及液压控制的无凸轮式配气机构，并成为当下车用配气技术的主要研究热点。杨靖等[11]通过在某柴油机上对凸轮轴式驱动配气机构进行改进设计，并通过建立无凸轮式液压气门驱动模型探究了配气相位对柴油机动力性的影响，得出了采用无凸轮式液压气门驱动技术能够明显改善发动机中低转速工况下的动力性和经济性的结论。叶年业等[12]基于电液驱动无凸轮式配气机构，对汽油机压缩着火燃烧性能开展了研究。李子非等[13]通过编程结合一维数值模拟的手段，对电磁驱动的发动机配气相位进行联合仿真优化。结果表明，采用无凸轮式配气技术能够在全负荷时提高发动机动力性，在部分负荷时改善发动机的经济性。

在前人研究的基础上，张鹏博等[14]对无凸轮式配气相位的设计方法进行了总结，对基于无凸轮式配气相位的汽油机低负荷性能进行了研究。本文主要通过对无凸轮式配气相位进行优化设计，利用仿真手段探究不同工况下无凸轮式配气机构的配气相位调整规律，为无凸轮式配气相位的设计及应用提供理论依据。

1 模型建立与标定

本文所建立计算模型的原机为某天然气增压发动机，主要技术参数见表1。

表1 发动机主要技术参数

图1 为根据发动机工作过程所搭建的一维Boost 仿真模型。该模型不考虑增压器、中冷器和空气滤清器的变化因素，将进气总管前测量的进气压力作为模型的边界条件。模型主要包括进气边界、进气稳压腔、进排气歧管、气缸及排气边界。

图1 原机仿真模型

本文主要基于原机凸轮式配气相位开展无凸轮式配气相位的设计及优化，并对采用无凸轮式配气相位的发动机性能进行数值模拟，探究不同工况下配气相位的调整策略，为无凸轮式配气相位的开发应用奠定理论基础。

图2 为原机凸轮式配气机构凸轮型线。

图2 原机凸轮式配气机构凸轮型线

为了验证仿真模型的准确性，本文根据台架试验，选择2 个特定工况A、B 进行模型的标定，具体工况见表2 所示。表2 中，进气MAP 为进气岐管绝对压力。

表2 模型验证工况

图3 为工况A 的气缸压力曲线。

图3 工况A 的气缸压力计算值与试验值对比

通过Boost 仿真，计算A、B 2 种工况下的模拟结果。工况A、B 的计算值与试验值对比结果如表3所示。

表3 工况A、B 仿真计算值与试验值对比

结果显示，Boost 仿真计算值与试验值吻合程度较高，最大误差不超过3%，在允许范围内。且工况A的气缸压力计算值与试验值相差较小，最大误差不超过2.5%，说明所建立的CNG 发动机计算模型能够较为准确地进行不同工况下发动机的性能模拟。

2 无凸轮式排气提前角优化策略

排气门开启时，活塞处于做功行程末期。排气门开启初期升程较小，废气由于惯性不会立刻排出气缸。为了能够充分排出缸内废气，排气门需要在活塞到达下止点前开启，因此会损失部分膨胀功，这部分损失即为膨胀损失。而换气过程又存在泵气损失，为了能够折中这2 部分损失，需选择合适的排气提前角。本文在原机配气相位的基础上，以10°CA 为间隔，设计了排气提前角为0～57°CA BBDC 的7 组无凸轮式排气门升程曲线，如图4 所示，以进一步探究不同工况下发动机排气损失的变化情况。图中，BDC表示排气提前角为0。

图4 不同排气提前角的无凸轮式排气门升程曲线

图5 为排气提前角对排气门运动速度的影响。

图5 排气提前角对排气门运动速度的影响

由图5 可以看出，随着排气提前角的不断减小，排气门的运动速度不断增加，最大不超过0.5m/s，而落座速度几乎为零，保证了气门的平稳落座。

图6 为示功图（P-V 图）随排气提前角的变化关系。

图6 不同排气提前角下的示功图对比

从图6 可以看出，在转速为1 600r/min、进气压力为130kPa 的工况下，随着排气提前角从0～57°CA BBDC 变化，排气压力不断下降，而进气压力几乎没有变化。

排气提前角对推出损失和膨胀损失、排气损失的影响分别如图7、图8 所示。

图7 推出损失和膨胀损失随排气提前角的变化

图8 排气损失随排气提前角的变化

从图7、图8 可以看出，随着排气提前角的不断增加即排气门开启不断提前，膨胀损失不断增加，推出损失呈现先减少后增加的趋势。排气损失为2 者之和，随着排气提前角的增加，也呈现先减少后增加的趋势。该工况下，当排气提前角取47°CA BBDC时，发动机的排气损失最小。

2.1 转速对最佳排气提前角的影响

图9 为排气提前角为47°CA BBDC、转速从1 200r/min 持续递增至2 800r/min 时发动机示功图（P-V 图）的变化情况。

图9 排气提前角为47°CA BBDC 时不同转速下的示功图对比

从图9 可以看出，保持排气提前角不变时，随着转速的不断增加，膨胀压力与排气压力不断升高。

转速对推出损失及膨胀损失、排气损失的影响分别如图10、图11 所示。

图10 推出损失及膨胀损失随转速的变化

从图10、图11 可以看出，随着转速的升高，排气损失不断增加。这主要是因为转速增加时，缸内压力下降较慢，活塞上行推动废气做负功较多，虽然转速升高时，膨胀损失不断减少。但是相对于推出损失而言，转速对膨胀损失的影响并不是很大。

转速为2 800r/min 时，不同排气提前角的排气损失见表4。

由表4 可知，转速较高时，随着排气提前角的增加，推出损失不断减少，膨胀损失不断增加，但是排气损失不断减少。因此，转速升高时，应该适当增加排气提前角以降低排气损失；此外，保持转速为1 600r/min 不变，进气压力升高时，排气提前角也应增大。

2.2 负荷对最佳排气提前角的影响

保持转速为1 600r/min 不变，进气压力从110kPa 增加至190kPa 时，发动机P-V 图的变化情况如图12 所示。

图12 排气提前角为47°CA BBDC 时不同进气压力下的示功图对比

由图12 可知，随着进气压力的不断降低，膨胀压力与排气压力不断降低。这主要是因为进气压力较小时，缸内新鲜充量降低，缸内压力较低。

排气提前角不变时，负荷（进气压力）对推出损失和膨胀损失、排气损失的影响分别如图13、图14所示。

图13 推出损失和膨胀损失随进气压力的变化

图14 排气损失与进气压力的变化关系

从图13 和图14 可知，排气提前角不变时，随着进气压力的不断增加，膨胀损失及推出损失均不断增加，并且排气损失也呈现不断增加的趋势。相比于转速对排气损失的影响，进气压力对排气损失的影响较弱，但是2 者对排气损失的影响趋势是相同的，保持排气提前角不变时，转速、进气压力的增加均会导致排气损失的增加。

3 无凸轮式进气门迟闭角优化策略

进气门迟闭角对充量系数的影响最大，为了探究进气门迟闭角对发动机充量系数的影响情况，设计了进气门迟闭角为0、10、20、30、37°CA ABDC 的无凸轮式进气门升程曲线如图15 所示。图中，BDC表示进气门迟闭角为0。

图15 不同进气门迟闭角的无凸轮式进气门升程曲线

图16 为进气门迟闭角对进气门运动速度的影响。

图16 进气门迟闭角对进气门运动速度的影响

从图16 可以看出，随着进气迟闭角减小，进气门关闭时刻提前，进气门关闭速度不断增加，当进气门在下止点关闭时，进气门运动最快，气门开启速度最大不超过0.2 m/s，气门关闭速度最大不超过0.3 m/s，均在较小、可控范围内，落座速度基本为0，能够实现气门的平稳落座。可知，无凸轮式进气门升程曲型线设计合理。

图17 为采用不同进气门迟闭角的无凸轮式进气门升程曲线后发动机充量系数的变化情况。

图17 充量系数随进气门迟闭角的变化

由图17 可以看出，随着进气门迟闭角的不断增大，充量系数呈现先增加后减小的趋势。这主要是因为适当增大进气门迟闭角，可以较好地利用进气惯性。而当进气门关闭过晚，活塞上行较多，进入缸内的充量有部分被反推回进气管。当进气门迟闭角取10°CA ABDC 时，充量系数最大，充气效果最佳。因此，采用无凸轮式进气门升程曲线，可以大大缩短进气门开启持续期。

4 转速及负荷对进气门迟闭角的影响

图18 为进气压力保持在130 kPa 不变时，不同转速下，充量系数随进气门迟闭角的变化情况。

图18 转速对最佳进气门迟闭角的影响

由图18 可知，进气压力不变时，各转速条件下，充量系数均随进气门迟闭角的增加呈现先增加后减小的趋势。这是因为，进气门迟闭角过小时，不足以充分利用进气惯性，导致进气不足，充量系数较小；进气门迟闭角过大时，进入气缸内的充量有部分被反推回进气管，导致充量系数减小。此外，相同的进气压力条件下，当转速为1 600 r/min 时，最佳进气门迟闭角为10°CA ABDC；转速为2 400 r/min 时，最佳进气门迟闭角为30°CA ABDC；转速为2 800 r/min 时，最佳进气门迟闭角为37°CA ABDC。可知，进气压力不变时，随着转速的增加，最佳进气门迟闭角增大。

图19 为转速保持在1 600 r/min 不变时，不同进气压力下，发动机充量系数随进气门迟闭角的变化情况。

图19 负荷对最佳进气迟闭角的影响

由图19 可知，转速不变时，随着进气压力的不断增加，充量系数不断增加；进气压力不变时，充量系数随进气门迟闭角的增加呈现先增加后减小的趋势。这主要是因为，适当增加进气门迟闭角，能更充分利用进气惯性。而进气门关闭过晚，进入缸内的充量被反推出去，导致发动机充量系数减小。而最佳进气门迟闭角不随进气压力的增加而变化。