楊靖， 陳小強， 劉凱敏， 馬凱， 鄧華， 馬孝勇

(1. 湖南大學(xué)汽車車身先進設(shè)計制造國家重點實驗室, 湖南 長沙 410082；2. 湖南大學(xué)先進動力總成技術(shù)研究中心， 湖南 長沙 410082)

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基于液壓驅(qū)動氣門的柴油機性能優(yōu)化研究

楊靖1,2， 陳小強1,2， 劉凱敏1,2， 馬凱1,2， 鄧華1,2， 馬孝勇1,2

(1. 湖南大學(xué)汽車車身先進設(shè)計制造國家重點實驗室, 湖南 長沙 410082；2. 湖南大學(xué)先進動力總成技術(shù)研究中心， 湖南 長沙 410082)

在某柴油機上將傳統(tǒng)凸輪驅(qū)動氣門機構(gòu)改進設(shè)計為液壓驅(qū)動氣門機構(gòu)，利用仿真軟件GT-Power建立液壓驅(qū)動氣門柴油機模型，分析進氣滯后角、排氣提前角和氣門重疊角對柴油機動力性的影響，然后以扭矩最大為目標對配氣正時進行聯(lián)合仿真優(yōu)化，最后對比兩種內(nèi)部EGR實現(xiàn)方法在不同負荷下的EGR率和對NOx排放量的改善效果。研究結(jié)果表明，在外特性下，液壓驅(qū)動氣門柴油機在中低轉(zhuǎn)速時的動力性和經(jīng)濟性有了明顯改善，扭矩比原機提高了5.6%，燃油消耗率降低了5.1%；但由于液壓氣門響應(yīng)滯后，隨著轉(zhuǎn)速的升高，改善效果逐漸降低。在轉(zhuǎn)速2 000 r/min時，排氣門晚關(guān)比排氣門早關(guān)可以獲得更大的EGR率，NOx排放量降幅也比排氣門早關(guān)的大，在50%負荷時，NOx排放量降幅最大為23.8%。

柴油機； 液壓驅(qū)動氣門； 配氣相位； 廢氣再循環(huán)

新型節(jié)能環(huán)保發(fā)動機是國家“十二五”重點支持發(fā)展的新興產(chǎn)業(yè)，也是世界汽車行業(yè)發(fā)展的方向。因此，世界各國的車企和研究單位正積極研究新技術(shù)以生產(chǎn)出更加節(jié)能、環(huán)保、高效的發(fā)動機。其中，可變氣門正時系統(tǒng)(VVT,Variable Valve Timing)相對于傳統(tǒng)機械凸輪軸機構(gòu)能根據(jù)發(fā)動機的運行工況對氣門正時和升程規(guī)律作出及時調(diào)整，改善發(fā)動機動力性、經(jīng)濟性和排放性能[1]，國內(nèi)外許多高校和科研單位對該項技術(shù)都相繼展開了研究并取得了一定的進展[2-4]。按照驅(qū)動方式不同VVT系統(tǒng)可分為凸輪軸式和無凸輪軸式，其中無凸輪軸式主要采用電磁、電液、電氣等方式來驅(qū)動氣門[5-7]。除了能達到和凸輪軸式氣門機構(gòu)一樣的效果以外，無凸輪驅(qū)動氣門機構(gòu)還具有以下優(yōu)點：1)氣門的布置更加靈活，可以根據(jù)燃燒室的實際形狀布置氣門位置，使發(fā)動機結(jié)構(gòu)更加緊湊；2)可以通過實時調(diào)節(jié)進氣門遲閉角來改變發(fā)動機的有效壓縮比，更好地適應(yīng)多燃料對發(fā)動機不同壓縮比的要求[8]；3)可以通過改變排氣門關(guān)閉時刻實現(xiàn)發(fā)動機內(nèi)部EGR，降低有害氣體的排放；4)可以更加靈活地實現(xiàn)對任意時刻的氣門升程和氣門開啟持續(xù)期的控制。

在借鑒前人經(jīng)驗的基礎(chǔ)上，本研究在某國產(chǎn)直列4缸、2氣門柴油機上改進設(shè)計了一種新型無凸輪液壓驅(qū)動氣門機構(gòu)，并利用軟件仿真和臺架試驗對液壓驅(qū)動氣門柴油機性能進行研究分析。

1 液壓驅(qū)動配氣機構(gòu)簡介

1.1 工作原理

本研究設(shè)計的無凸輪液壓驅(qū)動氣門機構(gòu)主要由傳動皮帶、驅(qū)動軸、相位調(diào)節(jié)器、旋轉(zhuǎn)閥、高壓油泵、高壓油管、低壓油管及氣門液壓缸組成。其中旋轉(zhuǎn)閥包括旋轉(zhuǎn)軸和套筒兩部分(見圖1)，旋轉(zhuǎn)軸上安裝4個有出油孔的套筒，旋轉(zhuǎn)軸軸心有油路，并且根據(jù)發(fā)動機4個氣缸氣門開閉順序在旋轉(zhuǎn)軸上沿圓周方向依次鉆4個出油孔，出油孔兩兩之間法向夾角為90°，4個套筒通過定位銷固定在一起。旋轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)動，套筒位置固定不動，保證旋轉(zhuǎn)軸上的4個出油孔能和4個套筒上的出油孔依次對應(yīng)。本設(shè)計共有4個旋轉(zhuǎn)閥組件，分別為高壓油路旋轉(zhuǎn)閥a和b，低壓油路旋轉(zhuǎn)閥c和d。其中旋轉(zhuǎn)閥a、4個氣缸的進氣門液壓缸和旋轉(zhuǎn)閥c通過管子連接在一起，控制4個氣缸進氣門的開啟與關(guān)閉；同樣旋轉(zhuǎn)閥b、4個氣缸的排氣門液壓缸和旋轉(zhuǎn)閥d也通過管子連接在一起，控制4個氣缸排氣門的開啟和關(guān)閉。旋轉(zhuǎn)軸通過驅(qū)動軸由發(fā)動機曲軸帶動旋轉(zhuǎn)。

整套機構(gòu)的工作原理見圖2(圖中實線為液壓油流動方向，虛線為控制信號傳遞方向)。從圖中可知該機構(gòu)的工作過程如下：液壓泵在傳動帶的帶動下將液壓油泵出流入高壓油路，當(dāng)高壓油路連通、低壓油路關(guān)閉時，高壓液壓油流入液壓缸并驅(qū)動缸內(nèi)活塞使氣門開啟；當(dāng)高壓油路和低壓油路同時關(guān)閉時，高壓液壓油被封存于液壓缸內(nèi)，此時為氣門保持期；當(dāng)?shù)蛪河吐愤B通、高壓油路關(guān)閉時，液壓缸內(nèi)的液壓油經(jīng)低壓油路流入油箱內(nèi)，氣門在彈簧的作用下回位關(guān)閉，從而完成一次氣門的開啟與關(guān)閉。當(dāng)發(fā)動機的轉(zhuǎn)速發(fā)生變化時，相位調(diào)節(jié)器接收ECU發(fā)出的控制信號，帶動旋轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)動相應(yīng)的角度，從而改變液壓油流進或流出液壓缸的時刻，調(diào)節(jié)進排氣正時和氣門開啟持續(xù)期。相對于常見的電磁、電磁閥控制氣門系統(tǒng)，本套液壓驅(qū)動氣門系統(tǒng)采用相位調(diào)節(jié)器及旋轉(zhuǎn)閥來實現(xiàn)氣門正時可變。由于系統(tǒng)中采用機械控制液壓油路的開啟與關(guān)閉，而沒有傳統(tǒng)的電磁控制裝置，因此可以避免液壓油溫度、黏度變化對控制系統(tǒng)的影響，以及外界環(huán)境振動、沖擊導(dǎo)致的控制系統(tǒng)損壞。

1.2 液壓系統(tǒng)計算公式

本次設(shè)計氣門升程與原機保持一致。為保證氣門升程達到要求，液壓系統(tǒng)必須具有足夠高的壓力，此即為額定壓力[9-10]。由于在做功沖程末端氣缸內(nèi)還具有較高壓力，排氣門開啟所需的液壓油壓力比進氣門的大，因此將排氣門開啟的液壓油壓力作為額定壓力。液壓系統(tǒng)的額定壓力計算公式為

(1)

式中：p為液壓系統(tǒng)額定壓力；α為系統(tǒng)壓力損失系數(shù)；β為系統(tǒng)安全裕度；Ap為液壓缸活塞面積；k為排氣門彈簧剛度；hmax為排氣門最大升程；pex為排氣門開啟時刻缸內(nèi)壓力；ΔAe為排氣門上下兩端面面積差；F為排氣門回位彈簧預(yù)緊力；m為往復(fù)運動件總質(zhì)量，包括挺柱質(zhì)量、彈簧座圈質(zhì)量、氣門彈簧質(zhì)量和排氣門質(zhì)量；a為往復(fù)運動件加速度。液壓缸活塞摩擦力忽略不計。

取液壓系統(tǒng)的最大工作流量為額定流量[9-10]。額定流量應(yīng)保證氣門能夠正常開啟，其計算公式為

(2)

式中：Q為液壓系統(tǒng)額定流量；δ為液壓系統(tǒng)總的流量損失系數(shù)；S為液壓缸活塞行程；t為液壓缸活塞運動時間。

為降低油路中的壓力波動，穩(wěn)壓腔容積應(yīng)滿足如下公式：

V=N·V液壓缸。

(3)

式中：V為穩(wěn)壓腔容積；N為1min氣門開閉次數(shù)；V液壓缸為液壓缸容積。

2 臺架試驗

本次試驗采用國產(chǎn)某自然吸氣柴油機，其主要技術(shù)參數(shù)見表1，主要試驗設(shè)備見表2。

表1 柴油機主要技術(shù)參數(shù)

表2 主要試驗設(shè)備

試驗分別測得了原機與安裝液壓驅(qū)動氣門機構(gòu)時的外特性數(shù)據(jù)，發(fā)動機轉(zhuǎn)速從1 200r/min到3 600r/min(3 600r/min為發(fā)動機標定轉(zhuǎn)速)，間隔轉(zhuǎn)速為400r/min。測量參數(shù)包括發(fā)動機的功率、扭矩、燃油消耗率、缸壓等。

圖3示出在配氣相位不變的情況下測得的液壓驅(qū)動氣門柴油機外特性的扭矩和燃油消耗率與原機的對比。從圖中可以看出，液壓氣門柴油機的扭矩在低速區(qū)(轉(zhuǎn)速小于2 000r/min)和高速區(qū)(轉(zhuǎn)速大于3 200r/min)比原機扭矩降低了0.3%～1.4%，燃油消耗率比原機的增加了0.3%～2.3%；在中等轉(zhuǎn)速區(qū)的扭矩比原機增加了0.2%～0.6%，燃油消耗率比原機降低了0.9%～2.1%。

根據(jù)設(shè)計要求在軟件SimulationX中對液壓驅(qū)動氣門系統(tǒng)進行仿真計算。選取柴油機常用工作轉(zhuǎn)速1 600r/min進行氣門性能分析。圖4示出轉(zhuǎn)速1 600r/min時仿真計算得到的液壓驅(qū)動氣門柴油機氣門升程和原機的對比。由圖可知，改進設(shè)計的液壓驅(qū)動氣門柴油機的氣門最大升程和原機的一致。圖5示出轉(zhuǎn)速1 600r/min時仿真計算得到的氣門流通面積的對比。由圖中可以看出，兩者的氣門最大流通面積也基本一致，但在換氣過程中任意曲軸轉(zhuǎn)角下的液壓驅(qū)動氣門的流通面積均比原機的大，其中最大增幅為36.2%，時間斷面豐滿系數(shù)明顯提高，氣門通過能力大。

從以上對比可以看出，液壓驅(qū)動氣門機構(gòu)的氣門性能比原機有所提高，但在配氣相位不變的情況下，改進設(shè)計的液壓驅(qū)動氣門柴油機的動力性和經(jīng)濟性在整個轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)并未完全提高，為了充分發(fā)揮液壓氣門可變正時的優(yōu)點，提高發(fā)動機動力性和經(jīng)濟性，本研究借助一維仿真軟件GT-Power對液壓驅(qū)動氣門柴油機進行仿真優(yōu)化。

3 仿真優(yōu)化

3.1 仿真模型建立及校準

在GT-Power軟件中建立原機模型，建模時對一些復(fù)雜管道進行了簡化處理，其中燃燒模型采用韋伯函數(shù)，進、排氣流量系數(shù)通過搭建氣道三維模型并在AVL-Fire軟件模擬中分析氣道內(nèi)流動狀況計算得到，計算結(jié)果見圖6。圖7示出外特性下仿真值與原機試驗值的對比。從圖中可看出，功率、扭矩和燃油消耗率的仿真值與試驗值的最大誤差均小于5%，兩者吻合較好，因此可以認為建立的仿真模型達到要求的精度，模型能夠用于下一步的分析計算。

在原機仿真模型的基礎(chǔ)上改變進排氣門模型，并輸入設(shè)計的液壓氣門升程，發(fā)動機其余結(jié)構(gòu)參數(shù)保持不變，從而建立液壓驅(qū)動氣門柴油機仿真模型。由于改進后的液壓驅(qū)動氣門柴油機采用了與原機相同的配氣相位，在一定程度上阻礙了柴油機性能的提高，因此需要對液壓驅(qū)動氣門柴油機進行配氣相位優(yōu)化。

圖8示出液壓驅(qū)動壓力不變，轉(zhuǎn)速為1 600r/min時不同排氣正時的氣門升程。圖中曲線1，2，3的氣門開啟時刻相同，低壓油路開啟時刻分別為307°，317°和327°曲軸轉(zhuǎn)角。由圖可知，在相同的驅(qū)動壓力下，保持排氣門的開啟關(guān)閉速率和排氣提前角不變，改變低壓油路的開啟時刻，氣門從最大升程處開始下降的時刻則不同，由此實現(xiàn)氣門完全關(guān)閉時刻的不同。因此本套系統(tǒng)能夠?qū)崿F(xiàn)氣門正時可變，可以對配氣相位進行優(yōu)化。

3.2 進氣滯后角對柴油機性能的影響

從進氣下止點至某一曲軸轉(zhuǎn)角氣門關(guān)閉，在這段曲軸轉(zhuǎn)角內(nèi)，活塞雖然已經(jīng)上行，但此時由進氣系統(tǒng)向缸內(nèi)流動的氣體速度仍然較高，適當(dāng)?shù)倪M氣滯后角可以利用進氣氣流慣性，實現(xiàn)向氣缸內(nèi)過后充氣，增加新鮮充量。但過大的進氣滯后角會使發(fā)動機在低速區(qū)時進氣倒流至進氣管，影響有效壓縮比，從而降低壓縮終了溫度。對于某一給定的發(fā)動機轉(zhuǎn)速，只有一個最佳進氣滯后角，轉(zhuǎn)速越高，最佳進氣滯后角也就越大。在外特性工況下，以發(fā)動機扭矩為目標，對進氣滯后角進行優(yōu)化。圖9示出1 600r/min轉(zhuǎn)速下進氣滯后角對發(fā)動機扭矩的影響。從圖中可以看出，隨著進氣滯后角的增加發(fā)動機扭矩呈先遞增后減小的趨勢，當(dāng)進氣滯后角為14°曲軸轉(zhuǎn)角時發(fā)動機的扭矩達到最大值，比原機扭矩提高了7.47%。

3.3 排氣提前角對柴油機性能的影響

當(dāng)發(fā)動機轉(zhuǎn)速一定時，較小的排氣提前角會使發(fā)動機在自由排氣階段的膨脹損失減小，但在強制排氣階段推出功損失增加，當(dāng)排氣提前角增大時，膨脹損失增大而推出功損失減小，因此在該轉(zhuǎn)速下發(fā)動機有一個最佳排氣提前角，使發(fā)動機的排氣損失最小。以同樣的優(yōu)化方法對發(fā)動機的排氣提前角進行優(yōu)化。圖10示出1 600r/min轉(zhuǎn)速下排氣提前角對發(fā)動機扭矩的影響。由圖可知，當(dāng)排氣提前角為20°曲軸轉(zhuǎn)角時發(fā)動機的扭矩達到最大值183.15N·m，比原機扭矩提高了7.36%。

3.4 氣門重疊角對柴油機性能的影響

氣門重疊角為排氣滯后角與進氣提前角之和，原機在全轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)采用了較大的59°氣門重疊角，在中高轉(zhuǎn)速時有利于改善換氣效果，提高充量系數(shù)，但在低轉(zhuǎn)速時會導(dǎo)致缸內(nèi)新鮮充量和排氣管內(nèi)廢氣的倒流，發(fā)動機動力性下降。以相同的方法分析氣門重疊角對液壓驅(qū)動氣門柴油機動力性的影響。在發(fā)動機轉(zhuǎn)速為1 600r/min時，隨著氣門重疊角的增大，發(fā)動機扭矩先增大后減小，當(dāng)氣門重疊角為30°時，發(fā)動機扭矩達到最大值，比原機扭矩提高了7.34%(見圖11)。

3.5 配氣相位聯(lián)合優(yōu)化

以最大扭矩為優(yōu)化目標，采用聯(lián)合仿真優(yōu)化的方法在全轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)對發(fā)動機外特性下的進氣提前角、進氣滯后角、排氣提前角和排氣滯后角4個變量進行聯(lián)合仿真優(yōu)化，以尋求各變量的最優(yōu)值。全轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)配氣相位優(yōu)化結(jié)果見圖12和圖13。

將仿真優(yōu)化得到的配氣相位輸入到開放的ECU中，通過相位調(diào)節(jié)器改變液壓驅(qū)動氣門柴油機的配氣相位。試驗測量配氣相位優(yōu)化前后液壓驅(qū)動氣門柴油機和原機的性能參數(shù)，對比結(jié)果見圖14至圖16。圖17示出轉(zhuǎn)速1 600r/min下的進氣質(zhì)量流量對比。

從對比結(jié)果來看，優(yōu)化后的液壓驅(qū)動氣門柴油機各性能參數(shù)在中低轉(zhuǎn)速時較原機和優(yōu)化前的液壓驅(qū)動氣門柴油機均有明顯改善。其中優(yōu)化后液壓驅(qū)動氣門柴油機的功率和扭矩變化趨勢和原機基本保持一致，在中低轉(zhuǎn)速下功率和扭矩增幅在4.1%～5.6%之間，尤其是在低轉(zhuǎn)速下有了較大的提高，在高轉(zhuǎn)速時功率和扭矩增幅較小。這主要因為液壓驅(qū)動氣門改善了原機的換氣過程(見圖17)，由于原機進氣提前角和進氣滯后角較大，在進氣門打開時由于缸內(nèi)廢氣壓力較大，進氣會出現(xiàn)倒流；在進氣下止點后活塞上行某一時刻，進氣門還未及時關(guān)閉，缸內(nèi)新鮮氣體倒流現(xiàn)象嚴重。采用液壓驅(qū)動氣門并優(yōu)化配氣相位后，在進氣提前和進氣滯后的曲軸轉(zhuǎn)角內(nèi)缸內(nèi)氣體倒流明顯減少，充量系數(shù)增大，提高了發(fā)動機的動力性。在高轉(zhuǎn)速時由于液壓系統(tǒng)響應(yīng)較差以及進氣阻力增大，改善效果不大。在中低轉(zhuǎn)速時燃油消耗率比原機下降幅度在3.9%～5.1%之間，燃油經(jīng)濟性得到明顯改善；隨著轉(zhuǎn)速增加，燃油消耗率比原機略有增大。這是因為燃油消耗率be=1/ηitηm，其中指示熱效率ηit主要取決于換氣和燃燒過程，對配氣相位進行優(yōu)化后，中低轉(zhuǎn)速指示熱效率增大，其次由于泵氣損失減小，發(fā)動機機械效率ηm比原機的有所提高，因此在中低轉(zhuǎn)速燃油消耗率比原機顯著降低；在高速時由于液壓系統(tǒng)的響應(yīng)滯后導(dǎo)致?lián)Q氣效果相對較差，加之燃燒惡化，因此燃油消耗率增加。

4 內(nèi)部EGR的研究

廢氣再循環(huán)(EGR)可以有效降低柴油機NOx排放量。通過調(diào)節(jié)排氣門關(guān)閉時刻可以在液壓驅(qū)動氣門柴油機上實現(xiàn)內(nèi)部EGR，該方法結(jié)構(gòu)簡單且成本較低。本研究以柴油機最大扭矩轉(zhuǎn)速2 000 r/min為例，采用兩種方法來實現(xiàn)內(nèi)部EGR：第1種方法是排氣門早關(guān)，早關(guān)34°曲軸轉(zhuǎn)角，使一部分廢氣殘留在氣缸中，參與到下一個循環(huán)的燃燒；第2種方法是排氣門晚關(guān)，晚關(guān)58°曲軸轉(zhuǎn)角，使排氣管中的一部分廢氣回流至氣缸內(nèi)，參與到下一個循環(huán)的燃燒。內(nèi)部EGR率的計算方法參考文獻[11]。圖18和圖19分別示出轉(zhuǎn)速2 000 r/min時，兩種方法在不同負荷下的EGR率和NOx排放量。從圖18可以看出，方法2在各個負荷下較方法1可以獲得更大的EGR率。從圖19可以看出，在任何負荷下方法1和方法2的NOx排放量比原機的均有所降低，但方法2的NOx排放量降幅比方法1的大，當(dāng)負荷為50%時，方法2的NOx降幅最大為23.8%。這是由于方法2比方法1可以獲得較大的EGR率，降低了混合氣中氧氣濃度，同時提高混合氣的熱容量，降低最高燃燒溫度，進而對排放性能產(chǎn)生作用。但由于在100%和75%負荷時廢氣溫度相對較高，使得進入氣缸的新鮮充量溫度升高，因此在100%和75%負荷時方法1和方法2的NOx排放量降幅相對較小。

5 結(jié)論

a) 改進設(shè)計的液壓驅(qū)動氣門柴油機和原機相比，在轉(zhuǎn)速為1 600 r/min時，氣門最大升程和最大流通面積不變，但氣門流通面積比原機有了顯著提高，最大增幅為36.2%；

b) 在GT-Power軟件中建立液壓驅(qū)動氣門柴油機的一維仿真模型，以最大扭矩為優(yōu)化目標，對配氣正時進行聯(lián)合優(yōu)化，結(jié)果表明在外特性下液壓驅(qū)動氣門柴油機的動力性和經(jīng)濟性在中低轉(zhuǎn)速時較原機有了明顯改善，功率最大可提高5.6%，燃油消耗率最大可降低5.1%，但由于受液壓驅(qū)動氣門響應(yīng)的限制，在高速時改善效果較弱；

c) 在液壓驅(qū)動氣門柴油機上對排氣門早關(guān)和晚關(guān)兩種內(nèi)部EGR實現(xiàn)方法進行對比分析，在轉(zhuǎn)速2 000 r/min時，排氣門晚關(guān)在任何負荷下都可以獲得較大的EGR率，NOx排放量降幅也比排氣門早關(guān)的大，當(dāng)負荷為50%時，NOx排放量降幅最大為23.8%；

d) 液壓驅(qū)動氣門機構(gòu)能實現(xiàn)氣門正時可變并且有效地改善原機性能，但本研究未對氣門落座沖擊、整套機構(gòu)的可靠性和耐久性等問題作分析，需要在以后作進一步的研究。

[1] 周龍保.內(nèi)燃機學(xué)[M].北京:機械工業(yè)出社,2005:57-58.

[2] 趙振峰,黃英,張付軍,等.一種新型電液驅(qū)動無凸輪配氣機構(gòu)特性研究[J].內(nèi)燃機工程,2008,29(6):24-26.

[3] Chan Tai. Modeling and Control of Camless Engine Valvetrain Systems, A Dissertation Submitted in Partial Satisfaction of the Requirements for the Degree Doctor of Philosophy in Mechanical Engineering[D].California:University of California,2002.

[4] 李紅艷,趙雨東.發(fā)動機無凸輪軸氣門驅(qū)動的研究與進展[J].車用發(fā)動機,2001(2):1-4.

[5] Ashhab M S S, Stefanopoulou A G, Cook J A, et al. Control Oriented Mode l for Camless Intake Process (Part 1)[J].Transaction of ASME:Journal of Dynamic System,Measurement and Control,2000,122(1):131-139.

[6] Parvate Patil G B, Hong H, Gordon B. Analysis of Variable Valve Timing Events and Their Effects on Single Cylinder Diesel Engine[C].SAE Paper 2004-01-2965.

[7] 李莉，王希珍，嚴兆大，等.電磁驅(qū)動氣門機構(gòu)系統(tǒng)模型[J].內(nèi)燃機工程，2004,25(4):12-13.

[8] Goldste R. Variables of Electromagnetic Valve Actuator Performance[J].Engine Technology International,1997(11):84-88.

[9] 劉悅.電液驅(qū)動可變配氣相位機構(gòu)設(shè)計及仿真研究[D].長春:吉林大學(xué),2006.

[10] 陳炫任.電控液壓驅(qū)動可變配氣系統(tǒng)的設(shè)計與試驗研究[D].哈爾濱：哈爾濱工程大學(xué),2008.

[11] 李華,郭英男,程鵬，等.內(nèi)部EGR率計算方法的C語言實現(xiàn)[J].車用發(fā)動機,2010(6)：43-44.

[編輯： 潘麗麗]

Optimization of Diesel Engine Performance Based on Hydraulic Driven Valve

YANG Jing1，2， CHEN Xiaoqiang1，2， LIU Kaimin1，2， MA Kai1，2， DENG Hua1，2， MA Xiaoyong1，2

(1. State Key Laboratory of Advanced Design and Manufacturing for Vehicle Body,Hu’nan University, Changsha 410082, China;2. Research Center for Advanced Powertrain Technology, Hu’nan University, Changsha 410082, China)

The original cam driven valve system was replaced by a hydraulic driven valve system and the model of diesel engine was built with GT-Power. With the model, the influences of intake retarded angle, exhaust advance angle and valve overlap angle on diesel engine power performance were analyzed, the valve timing was optimized aiming at the maximum output torque, and EGR rate and NOxemission under different loads for two kinds of internal EGR were compared. The results showed that diesel engine with a hydraulic driven valve system had better power performance and fuel economy in low and medium speed with full load. The torque increased by 5.6% and the specific fuel consumption rate decreased by 5.1%. However, the improved effects would become less obvious with the increase of speed. Compared with the exhaust valve early closing, the exhaust late closing was more likely to promote the increase of EGR rate and the reduction of NOxemission at 2 000 r/min. Under the operating condition of 50% load, the maximum reduction of NOxemission was 23.8%.

diesel engine； hydraulic driven valve; valve timing; EGR

2015-06-04；

2015-07-20

國家高技術(shù)研究發(fā)展計劃(863計劃)項目(2012AA111703)；湖南省研究生科研創(chuàng)新項目(CX2015B088)

楊靖(1957—)，女，博士生導(dǎo)師，主要研究方向為發(fā)動機性能優(yōu)化與匹配等；yangjing10@vip.sina.com。

10.3969/j.issn.1001-2222.2015.05.007

U464.122

B

1001-2222(2015)05-0037-07