商用车柴油发动机配气机构的最新开发动态

Prof. Dr.-Ing. R. Flierl, Dipl.-Ing. P. Lege, M. Sc. Daniel Hosse,

Dipl. Wirtsch.-Ing. Arne Temp

Technische Universität Kaiserslautern

 1.          引言

         

商用车柴油发动机最新的发展动态印证着其开发将深度重复乘用车汽油发动机和乘用车柴油发动机的开发流程。而其高功率以及与其直接相关的耐久性测试的高成本都要求进行准确的验证测试,确认以下的每一开发步骤是否真正的落实:

四缸/双凸轮轴

2级可变VVT

磙子摇臂

无级可变气门正时VVT

2级切换

无级可变气门升程VVL

或者来确认最新的乘用车汽油及柴油发动机的技术是否应用在一个全新的开发设计中从而能够建立起能够满足未来尾气排放,CO2及油耗要求的坚实基础。

 

在汽油发动机中配气机构的开发主要是围绕着以下几个方面:

燃油油耗及CO2排放

降低未净化NOx排放

控制发动机排气温度(催化剂加热)

 

 

2        配气机构摩擦损失的降低设计

         

许多商用车柴油发动机仍然采用下置凸轮轴设计,通过挺柱,推杆以及摇臂来控制气门。

 

 

 

 

2: 下置式凸轮轴及挺柱[2]

此类型配气机构的的特征是凸轮轴和挺柱之间的滑动摩擦式接触。这种滑动摩擦会在低转速下和高油温下产生较高的摩擦损耗。对于一个6缸汽油机来讲,其在低转速下配气机构的的滑动摩擦损失甚至高于曲轴。

 

3: 直列6缸发动机拖矩

在滑动摩擦接触副中正压力FN的大小直接影响着滑动摩擦损失的高低。

 

4: 摩擦力特性及Stribeck曲线 [6]

在配气机构中,座合压力是由气门弹簧的预紧力F1和配气机构气门弹簧在气门最大升程的弹簧力来决定的,后者在相同的气门加速度和最大转速下条件同运动部件质量相关。

 

 

5: 弹簧预紧力 F1 及气门最大升程是弹簧力 F2 [5]

也就是说,挺柱,气门,摇臂,弹簧座圈,弹簧以及推杆的质量直接影响气门弹簧的刚度C,进而决定了滑动摩擦副的 摩擦力的高低。弹簧的预紧力F1 不能任意地下调,因为排气门在基圆相位内不允许通过排气歧管的压力来打开。由于这一降低摩擦力的方式是通过较低的接触压力来实现,因而配气机构中的磨损通常不会很高。其耐久测试的成本也比较容易控制。如果摇臂轴承如图6 所示的不用滑动轴承而是用滚针轴承来代替的话,可以进一步降低摩擦,然而这也会大幅低提高耐久测试的成本。

 

6: 带有滚针轴承的摇臂 [2]

这一成本还会更加显著提高,如果同时在凸轮和气门驱动之间的接触也如图7所示采用滚针轴承结构的话。这一变更需要重新设计凸轮的轮廓。

7: 滚柱挺柱及滚柱推杆 [3]

这里必须注意,这一新的轮廓不能出现曲率负值,这种轮廓将不能通过普通的凸轮轴磨床来进行加工。通过这些措施配气机构的摩擦将显著降低,其拖矩可以接近或达到带有挺柱和磙子摇臂的6缸汽油发动机的水平。

 

8: 一个6缸汽油及滑动轴承和滚动摩擦的拖矩比较

 

9: 不同配气机构配置中摩擦的比较[1]

在图9中列出了配气机构中不同部件采用不同措施的摩擦损失。通过降低弹簧刚度的轻量化方案 2000 /分可以达到降低滚动摩擦方案的50%左右的效果, 6000 /分时两种方案则接近同一水平。从图8中可以看到,在高转速范围内,接触压力也由于运动部件的惯性力也开始降低,因而也使滑动摩擦接触副中的摩擦力得到降低。

通过凸轮轴中滚动摩擦副的引入,摩擦损耗已经显著地降低。若想进行进一步降低摩擦,则只能采用顶置凸轮轴结构才有可能,这就需要重新设计气缸盖。在顶置凸轮轴结构中气门可以通过磙子摇臂来控制。

 

10: 拖杆和摇杆力的大小及杠杆比关系 [2]

 

11: 不同气门配置的拖矩比较

由于磙子摇臂结构中轴承力非常低,并且没有通常容易形成混合式摩擦的换向,因而可以通过采用磙子摇臂控制气门的方式来降低摩擦力, 这可以通过拖矩的比较来评判效果。

通过快速的废气再循环来降低NOx例如在加速过程中的排放,以及提高废气温度来提高催化剂的启燃温度(汽油发动机中的催化剂加热),或者促进颗粒过滤器的再生,废气再循环可以通过可变气门正时VVT技术或者排气门两次开启方法,也称为„Second Event SE“技术来得以实现。见图12

 

12: 可变气门正时时间及二次排气

 

3        可变调节时间

在无节气门的柴油发动机中,只有少量的废气可以通过调节进气门的进气时间长度来进入再循环。 见图13 。通过可变排气门开启时间可将废气再循环提高15%左右。

 

 

13: 气缸废气量同排气及 吸气相位关系

该方式下的废气量仍然不能满足现有和将来的废气排放标准,因而通常还需要额外引入EGR 系统。

排气凸轮轴60°的相位通常只有在采用阀门座的结构才不会干涉。但是阀没门座通常会对燃烧室产生干扰并降低活塞的耐久性,在发动机测试中只安装了一个阀门座。

 

14: 排气相位调节中的干涉图

在两个排气阀的作用相位角,入图14所示。气门的升程和开启时间都减少了。通过这种升程的相位移动可使排气相位角提高到68°。通过废气再循环,缸内涡流会在相位角100°(原始设置)68°之间加强。.

15详细显示了不同排气相位长度下进排气循环下的往复特性。相对于在相位角在100°68°之间排气被吸入,在100° 116°之间废气则持续滞留在气缸中。

 

15: 不同排气相位的循环曲线

4        排放

进气节气门使得废气和进气歧管之间的压力差增大,但空燃比降低。假定氮氧化物排放同空燃比成固定关系,则可以看出,在原始设置相位角为100时并无废气通过排气阀门进入再循环。

与之相反的是通过增大排气相位角行成废气滞留的策略则能持续提高气缸内废气量,并降低氮氧化物排放。

 

 

16: 氮氧化合物同空燃比关系

5        Three-Up 方案设计和样机建立

即使是在降低排气相位角时氮氧化物的排放也会随着废气的回吸而显著降低,相位角降低大约30%左右,可以在相同工作点上降低排放40%左右。

同独立EGR相比较,如图17所示,大约有7.5%的废气量,同仿真结果接近。完全通过相位正时的方式来取代EGR系统并不可行,必需要结合独立EGR系统的使用。

 

1 7: 在最大空燃比下颗粒大小同排气相位关系

通过不同排气相位角的比较可以看出颗粒大小分布在高空燃比条件下几乎相同。只是在排放相位角AS 68时出于其较高的废气含量其颗粒排放量稍有增加。。颗粒大小分布在AS 116 则没有在这一图中显示,这是由于其燃烧形式发生显著变化,从而使其分布远远高出了其他结果。

 在这一比较中AS 116的平均油耗最小。但是这里还仍有一个测试错误存在。发动机的摩擦在这一组测试中明显较小,因而有效油耗不能根据其有效功率来评估。所以AS 116其排放结果也不能完全以此评估。

如果将燃油质量流量同所示的功率相关连,也显示出区别。在这一工作点上,AS 68的油耗最低,这是由于在进排气循环做功在原始设置中较低。另外,燃烧高点在稍长的燃烧过程中约提前1.5°的相位。从而最终可在工作点位2000/分和3 bar的平均压力下获得8 g/kWh的节油效果。

在排气相位角为85 °其循环做功又是减小,因而非常接近原始设置。

油耗会随着排气相位角的增加而增加至12 g/kWh.

 

18: 特殊油耗同排气相位角的关系

通过提高排气相位角可使碳氢化和物排放为最大程度降低。

 

19: 排气温度同排气相位角的关系

在初步的试验中,发动机只有一列采用了修改了的凸轮轴,结果显示,排气凸轮轴相位前移可是文图提高30 K。在排气歧管中排气气门后的温度差别为50 K

20:排气门开启点前提使温度提升(46)

6        VVT 技术实现

可变排气正时可以在采用下置式凸轮轴的发动机中采用所谓的CAM in CAM凸轮轴来实现。相位角通常会通过相位调节器来调节CAM in CAM式凸轮轴加工费用高昂,因为两个空心凸轮轴的精度要求非常高,以使商用车发动机在长使用周期内确保低噪音运行。

正如汽油发动机中的广泛应用所验证的那样,在双顶置凸轮轴结构中,与之相反,排气相位角可以通过相位调节器来实现。

 

21: MAHLE CamInCam® [3]

7        二次排气(Second Event)废气控制

通过可变气门正时可使废气量快速控制至15%。外置式废气再循环则可以将回流至燃烧室的废气量控制到50%

 

22: 可变调节时间和二次排气

这种控制方式的问题是相对较长的控制相位区间,在负载变换阶段并不能保证最佳的废气量再循环至气缸内。这一缺陷可以通过配气机构内置式废气再循环机构来进行弥补。

废气可以通过排气气门的在吸气循环阶段的第二个升程吸入气缸。通过GT-Power的一项计算仿真方式 可以进一步分析通过第二个气门升程可以实现多少的进气量。

在此需要注意的是,整个的循环过程不能趋于恶化。一方面在循环做功会被二次排气所影响,另一方面较热的废气也会影响燃烧过程。

 

23: 废气量同升程及二次排气以及压降的关系

通过接近最大气门开度截面的二次排气以及压力差可以使柴油发动机的废气量达到50% (120°相位角,5 mm 气门升程)。在较小的气门升程条件下,废气量的多少是由横截面大小来决定的,在较大的气门升程条件下,压力降则是决定因素。因而从设计的角度来讲,气门升程在气门正时为120°条件下通常会限制到3 mm,以避免因热动力学因素而引起的更高的设计成本。

循环做功会随着气门截面的增加而降低,因而废气控制过程的效率会有所改善。一方面循环做功会由于废气压力的降低而降低,从而使活塞的排气做功降低。另一方面,吸气压力提高由于在排气歧管内有较高压力存在,造成整个压力水平提升。另外,同传统配气机构相比,通过在吸气循环过程中四个气门的同时开启,节气门损失也降低。二次排气的开启时间也会额外地降低循环做功。

24 介绍了气门开启时间和气门横截面对循环做功的影响。循环的 OT360°相位角上。

 

24: 循环做功同气门横截面以及二次排气开启时间的关系

循环做功的最低点在不同气门升程条件下位于二次排气的370°相位上,只是稍大气门横截面其影响会更大些。在气门控制时间恒定的情况下,循环做功的最低点是来自于最佳开启和闭合时间的一个折衷。气门的开启时间过晚,压力就会在循环OT 点后下降,但是在UT点钱损失也下降,当然在这种情况下循环做功会在气门关闭后又会急剧升高。如图25

 

25:在二次排气中不同开启时间做功循环

为了使循环做功最低化,废气再循环首先是通过气门升程来调节,原因是压力差的产生总是会使循环做功提高。

提早开启气门也会使气缸中的废气量增加。原因是排气歧管和燃烧室之间的压力差。这决定了在气门横截面的气流速度,并且它本身也主要由排气歧管里的压力波莱决定。压力波则是由气缸数和排气歧管的几何尺寸决定的,因而也是发动机特性决定的。压力峰值的时间点只随着二次排气气门的开启时间变化而轻微地变化。因此废气量的最大值是当最大有效气门横截面同排气歧管内压力峰值同时出现时而出现。在这一情况下,压力峰值实在430°相位。在这一时刻当气门在370°打开时横截面最大。

26: 废气量同二次排气及气门升程的关系

仿真结果显示二次排气对于废气量的控制和降低循环做功方面的潜力。在后续的试验中将二次排气的潜力同外置式的废气再循环EGR相比较。

 

27: 外置式EGR和二次排气的测试比较

27介绍了二次排气的做功循环同外置式废气再循环再相同氮氧化合物排放相同时的直接对比。二次排气处于其结构限制在循环的OT40°相位角后才开启,而在UT点后在关闭。另外只有一个排气气门采用二次排气结构设计。

在这一详例中,由于废气背压显著降低以及吸气冲程中未进行节气,循环做功降低了0.15 bar。这一降低对减低油耗有着正面的贡献。其油耗在相同的氮氧化合物排放下明显低于采用外置式废气再循环的油耗。只有在氮氧化合物低于2 g/kWh时油耗才会高于采用外置式废气再循环设计。

 

28:外置式EGR和二次排气的特殊油耗比较

这里有两个方面的原因,一方面在测试过程阶段废气背压必须通过VTG叶片得到提高,以确保形成排气歧管和气缸之间所需的压力降。整个过程在此可以通过吸气节气控制来改善。另一方面燃烧和去焰化会受到较大影响。通过较热的废气会使得在预喷和主喷的点火滞后角缩短,越早就能释放更多能量。燃烧截止于相同时间点,那么整个燃烧效率就会稍有下降。因而喷油策略必须调整,从而使得不同的废气策略的燃烧和排放效果进行比较。总体上来讲,预喷油量燃烧的比重可以被提前去焰而降低,这样同外置式EGR相比会产生较高的颗粒排放。

 

29: 外置式EGR和二次排气的颗粒排放比较

通过降低预喷喷油量可以将点火滞后延长,从而降低颗粒排放。

颗粒排放的最小值可以不需要通过预喷来实现,但是会由于在点火后的压力骤升而造成的舒适性方面的原因通常不宜使用。

对于现代的废气排放处理系统来讲废气温度管理和在特殊工作方式的温度提升更为关键。

由于废气的高温使得废气处理系统中的温度水平明显提高,并可以由加热过程或者再生阶段加以利用,从而如图30所示来提高废气处理系统的效率。 

30: 排气温度比较外置式EGR对比二次排气

8        采用全可变气门正时附加气门升程的废气控制PRO CAM的技术实现

二次排气的废气控制对于不论是下置式还是顶置式凸轮轴结构都是适用的。图31显示了一套机械式全可变气门正时的下置式凸轮轴PRO CAM的配气机构。这一配气机构可以通过相对较少的气缸盖更改设计就能实现。

 

31: 下置式凸轮轴机械全可变气门正时配气系统

但是这一设计中不能实现排气气门的相位调节。这是由于采用滚动摩擦接触副,在接触副里采用滚轮,并且非常适合经性功能扩展实现二次排气功能。图32 介绍了只是在大规模汽油发动机量产中已经广泛采用的全可变气门正时机构的不同配气机构。

 

32: 量产的全可变气门正时配气系统 [4]

当然,伺服液压式配气机构也可以通过二次排气来运行。由于在柴油发动机中循环气门是垂直地布置在活塞上方,其布置布局尚需进行检测。

在本文工作中在一台汽油发动机的台架上对PROMESCON公司的配气系统PRO CAM进行了测试,该系统配有全可变气门正时并扩展二次排气设计。在柴油机上台架的测试则在第二个凸轮轴的基圆上进行了修改,从而使得两个排气门实现二次排气,但是不能无级可变。二次排气的轮廓修改为如同PRO CAM中的

轮廓。其机械性能显示出非常高的系统耐用性,同时摩擦损失很低。在最大升程时其摩擦水平接近磙子摇臂的水平。在部分负载工作区间内配气机构所需驱动功率也由于较低的气门升程而显著降低。

 

33: PRO CAM吸气和排气机构截面图

 

34: PRO CAM系统

 

 

9        附加气门升程的设计因素(二次排气)

为使前面所分析的机械学方面的考虑也能在热动力学方面实现这些优势,更多的是在排气过程采用附加气门升程设计来考虑各种有利设计因素。基本考虑是尽可能多地并快速可调地将废气进行再循环,而不会同时增加循环做功。所获得的节油潜力不会被附加气门升程而丢失。

这其中,附加气门升程的高低,调节时间和调节范围是设计的自由参数。PRO CAM的经过验证的附加功能例如气缸关闭技术以及气门升程相位调节仍能得到保留。也可以考虑只在一个排气门处采用二次排气。但是这就出于两个摇臂之间协调而要求每一气缸摇臂进行单独设计。

一维仿真结果显示出在柴油机中通过附加气门升程至3 mm可达到非常高的废气再循环气量至50%,如图35所示,其结果同二次排气的相位相关。

 

35: 柴油发动机做功循环以及废气同二次排气相位长度的关系

在附加气门升程的低范围内气门相位首先对于废气量的影响微乎其微,但从1.5 mm气门升程以上在较大的相位角范围里可以达到很高的废气量。

 

36: 带有二次排气及升程间歇的PRO CAM 控制图

这一特性对于排气循环是非常有利的,在部分负载工作范围里就可利用长调控时间的优势,并通过二次排气式一个排气气门的调节时间很短,从而不必让废气再循环。

这一种升程间歇可以通过中间摇臂和磙子摇臂之间的接触采用扩展设计来实现。在做功曲线的最大升程范围内会导致做功曲线的下跌,来补偿凸轮轴的升程峰值。在详细的轮廓设计中会在二次排气的主动控制范围内出现升程间歇,这样就只可以来调整调节时间,而升程保持恒定或者根据不同的设计而接近恒定。在附加气门升程设计里这一轮廓范围里不会在中间摇臂上出现,从而在这一区间内不会出现升程间歇,而是在二次排气过程中形成较大的气门升程。

10      评估

通过可变气门正时VVT技术可以使排气温度升高至40°C,通过快速回吸废气控制并带有气门座可以达到15%,如果采用2个气门座则直至30%,同时还能降低油耗3%4%。如果不采用气门座,则废气量在相同的油耗水平下可以增加至5%。零部件的成本增加对于下置式凸轮轴则非常明显。但是CamInCam式凸轮轴仍不失为可靠的量产解决方案。

二次排气使得较大废气量的快速调节成为可能,并且不需要气门座,温度提升可至80°C左右。油耗在采用二次排气时在所选定的相位和最优的喷油时间时只是稍有增加。在测试时排气时间在所选定的部分负载条件下并未有延长。如果考虑可变气门正时时间延长的话,则预计可以提高节油2% 3%。 

 

全可变气门正时配气系统的空间布置还任有待检查。顶置凸轮轴完全可以使用,已有的可变气门正视系统均可考虑。在顶置凸轮轴的应用中采用拖杆设计还可以同摇杆相比带来显著的摩擦性能方面的优势。大多数的机械式全可变气门正时配气系统通常也采用滚针推杆,如图32所示。在下置式凸轮轴方面的应用还仍然是一个新领域,这种系统还未进行过开发。 

 

11      图标目录

1: Mercedes-Benz OM471 [7]. 1

2: 下置式凸轮轴及挺柱[2]. 3

3: 直列6缸发动机拖矩... 4

4: 摩擦力特性及Stribeck曲线 [6]. 4

5: 弹簧预紧力 F1 及气门最大升程是弹簧力 F2 [5]. 5

6: 带有滚针轴承的摇臂 [2]. 5

7: 滚柱挺柱及滚柱推杆 [3]. 6

8: 一个6缸汽油及滑动轴承和滚动摩擦的拖矩比较... 6

9: 不同配气机构配置中摩擦的比较[1]. 7

10: 拖杆和摇杆力的大小及杠杆比关系 [2]. 7

11: 不同气门配置的拖矩比较... 8

12: 可变气门正时时间及二次排气... 9

13: 气缸废气量同排气及 吸气相位关系... 10

14: 排气相位调节中的干涉图... 11

15: 不同排气相位的循环曲线... 11

16: 氮氧化合物同空燃比关系... 12

1 7: 在最大空燃比下颗粒大小同排气相位关系... 13

18: 特殊油耗同排气相位角的关系... 14

19: 排气温度同排气相位角的关系... 14

20:排气门开启点前提使温度提升(46). 15

21: MAHLE CamInCam® [3]. 16

22: 可变调节时间和二次排气... 17

23: 废气量同升程及二次排气以及压降的关系... 18

24: 循环做功同气门横截面以及二次排气开启时间的关系... 19

25:在二次排气中不同开启时间做功循环... 19

26: 废气量同二次排气及气门升程的关系... 20

27: 外置式EGR和二次排气的测试比较... 21

28:外置式EGR和二次排气的特殊油耗比较... 21

29: 外置式EGR和二次排气的颗粒排放比较... 22

30: 排气温度比较外置式EGR对比二次排气... 23

31: 下置式凸轮轴机械全可变气门正时配气系统... 24

32: 量产的全可变气门正时配气系统 [4]. 25

33: PRO CAM吸气和排气机构截面图... 26

34: PRO CAM系统... 26

35: 柴油发动机做功循环以及废气同二次排气相位长度的关系... 27

36: 带有二次排气及升程间歇的PRO CAM 控制图... 28


 

12      文献

[1]        Dr. Böckenhoff, E., Dr. Herrmann, H.-O.: Der Ladungswechsel bei der neuen Generation von Daimler Trucks Nutzfahrzeugmotoren, Tagung Ladungswechsel im Verbrennungsmotor Stuttgart 2012

[2]        Neußer, H.-J.; Kahrstedt, J.; Jelden, H.; Dorenkampf, R.: Die EU6-Motoren des Modularen Dieselbaukasten von Volkswagen – innovative motornahe Abgasreinigung für weitere NOX- und CO2-Minderung, Internationales Wiener Motorensymposium 2013

[3]        Dr. Paulov, M.: Analyse eines mechanisch vollvariablen Ventiltriebs an aufgeladenen Ottomotoren mit Saugrohr- und Direkteinspritzung. Kaiserslautern, Technische Universität, Dissertation, 2012

[4]        Honardar, S.; Deppenkemper, K.; Nijs, M.; Prof. Dr. Pischinger, S.: Rohemissionsvorteile und verbessertes Light-off/Regenerationsverhalten mithilfe von Ventiltriebsvariabilitäten am Pkw-Dieselmotor, Tagung Ladungswechsel im Verbrennungsmotor Stuttgart 2012

13      Quellenverzeichnis

[1]        INA Schaeffler. (kein Datum).

[2]        Mahle GmbH. (2013). Ventiltrieb. Stuttgart: Mahle GmbH.

[3]        www.auto-motor-und-sport.de. (kein Datum).

[4]        www.autowallpaper.de. (kein Datum).

[5]        www.mitcalc.com. (kein Datum).

[7]        www.automobilrevue.cz. (kein Datum).

[6]        www.nlp.ilsp.gr. (2013).

 

 

公司创始人阿尔弗雷德Trzmiel

Alfred Trzmiel *09.09.1953
图片的阿尔弗雷德Trzmiel

职业培训: 1971 – 1977
汽车电工学徒和博世车间工作尼尔廷根

1977 – 1983
精密工程研究,电子和阿伦机械工程研究

1983 – 1986 VWA(统一斯图加特)商学

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