楊 靖，陶文祝，何聯(lián)格，薛清華，羅賢芳，楊 東

(1.重慶理工大學(xué) a.車輛工程學(xué)院; b.汽車零部件先進(jìn)制造技術(shù)教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室， 重慶 400054； 2.重慶開物工業(yè)有限公司， 重慶 401331)

隨著能源危機(jī)與環(huán)境問題的日益加劇，新能源汽車代替以石化燃料為能源的傳統(tǒng)汽車已成為必然趨勢[1]。高壓氣體驅(qū)動的發(fā)動機(jī)(以下簡稱氣動發(fā)動機(jī))作為一種以壓縮空氣或液態(tài)空氣為動力源的動力裝置，通過將高壓氣體直接充入氣缸，憑借高壓氣膨脹推動活塞運(yùn)動實(shí)現(xiàn)做功，完全不需要進(jìn)行燃燒，實(shí)現(xiàn)了真正意義上的零排放，是名副其實(shí)的清潔動力[2]。氣動發(fā)動機(jī)憑借工作原理簡單、動力源豐富、工作過程穩(wěn)定、易控制、能實(shí)現(xiàn)零排放等顯著優(yōu)勢，可應(yīng)用于城市公交車、冷凍運(yùn)輸車、家用轎車等領(lǐng)域。然而，壓縮空氣能量密度遠(yuǎn)遠(yuǎn)低于傳統(tǒng)的化石燃料，導(dǎo)致氣動發(fā)動機(jī)升功率低、續(xù)航里程短，因而限制了氣動發(fā)動機(jī)的大規(guī)模推廣[3]。截至目前為止，國外氣動發(fā)動機(jī)的發(fā)展已有100多年歷史，具有代表性的是法國工程師Guy Negre領(lǐng)導(dǎo)的研究小組，他們致力于壓縮空氣動力汽車的研發(fā)，已經(jīng)獲得相關(guān)專利20余項(xiàng)，并組建了法國MDI汽車公司專門研制氣動汽車[4-5]。國內(nèi)以浙江大學(xué)為代表，他們基于某傳統(tǒng)內(nèi)燃機(jī)進(jìn)行改造，已成功研發(fā)出一款氣動發(fā)動機(jī)樣機(jī)，通過調(diào)整發(fā)動機(jī)運(yùn)行參數(shù)來控制動力輸出，已完成了一系列的試驗(yàn)及規(guī)律探索[6]。但迄今為止，國內(nèi)對大排量氣動發(fā)動機(jī)的研究還處于空白，因而對其研究仍大有可為。

氣動發(fā)動機(jī)在高壓氣體充入氣缸時(shí)，高壓氣閥存在開閉困難、不易密封、易磨損等難題，因此氣動發(fā)動機(jī)的研發(fā)核心技術(shù)集中于高壓進(jìn)氣閥的研制。本文基于某直列六缸柴油機(jī)，將其開發(fā)為一款六缸大排量、進(jìn)氣壓力為7 MPa的氣動發(fā)動機(jī)。本研究提出了一種全新的運(yùn)用高壓氣閥、換氣閥及排氣閥三氣閥配氣型式的結(jié)構(gòu)，以配合四沖程氣動發(fā)動機(jī)的工作過程。高壓氣閥是一種易操控、自潤滑、易密封、能自動調(diào)節(jié)的高壓進(jìn)氣旋轉(zhuǎn)閥。高壓氣閥的特殊結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，目的是以最小的能耗和可靠的密封將高壓空氣按需求順利充入氣缸，改變了傳統(tǒng)菌形氣門的進(jìn)氣方式，提供了一種新型的進(jìn)氣方案，為大排量氣動發(fā)動機(jī)的實(shí)現(xiàn)、應(yīng)用和推廣提供了技術(shù)保證，同時(shí)為大排量氣動發(fā)動機(jī)的成功研制提供了可能，在新能源汽車發(fā)動機(jī)的發(fā)展方面開辟了新的思路。

1 氣動發(fā)動機(jī)介紹

1.1 氣動發(fā)動機(jī)基本原理

氣動發(fā)動機(jī)依靠高壓氣膨脹做功，完全沒有任何燃燒化學(xué)反應(yīng)，是真正意義上的清潔動力，因而其工作原理也有其獨(dú)特之處[7]。圖1為理想的氣動發(fā)動機(jī)示功圖。氣動發(fā)動機(jī)理論工作循環(huán)包含4個(gè)沖程。第1沖程為進(jìn)氣及膨脹做功沖程——進(jìn)氣階段，由變質(zhì)量等容過程(點(diǎn)1—2)和變質(zhì)量等壓過程(點(diǎn)2—3)組成，在1點(diǎn)高壓氣閥打開，壓縮空氣快速進(jìn)入氣缸，缸內(nèi)氣體壓力快速升至進(jìn)氣壓力，隨后壓縮空氣持續(xù)充入氣缸，推動活塞下行，直至高壓氣閥關(guān)閉。膨脹做功階段由常質(zhì)量等熵過程(點(diǎn)3—4)組成，當(dāng)高壓氣閥關(guān)閉后，高壓氣體推動活塞下行做功至下止點(diǎn)。第2沖程為排氣沖程——排氣階段，由變質(zhì)量等容過程(點(diǎn)4—5)和變質(zhì)量等壓過程(點(diǎn)5—6—7)組成。排氣閥打開后，缸內(nèi)氣體快速排出氣缸，壓力快速下降至環(huán)境壓力，隨后隨著活塞上行將廢氣推出氣缸直至上止點(diǎn)排氣閥關(guān)閉。第3沖程為吸氣沖程，該過程為變質(zhì)量等壓過程(點(diǎn)7—6—5)，高壓氣閥及排氣閥均處于關(guān)閉狀態(tài)，換氣閥打開，活塞由上止點(diǎn)7向下運(yùn)動至下止點(diǎn)，但換氣閥仍不關(guān)閉。第4沖程為掃氣及壓縮過程——掃氣階段，活塞由下止點(diǎn)上行(點(diǎn)5—6)，為變質(zhì)量等壓過程?；钊麑⒏變?nèi)一部分氣體推出缸外，從而將相應(yīng)的冷量也帶出。壓縮階段由常質(zhì)量等熵過程(點(diǎn)6—1)組成，掃氣結(jié)束后，活塞繼續(xù)上行壓縮缸內(nèi)氣體，直至上止點(diǎn)。上止點(diǎn)的溫度壓力控制取決于開始壓縮時(shí)刻(6點(diǎn))。

圖1 理想的氣動發(fā)動機(jī)示功圖

1.2 原型機(jī)基本參數(shù)及氣動發(fā)動機(jī)開發(fā)目標(biāo)

研究基于一款大排量柴油機(jī)開發(fā)，表1為原機(jī)基本參數(shù)及氣動發(fā)動機(jī)開發(fā)目標(biāo)。

該氣動發(fā)動機(jī)的特點(diǎn)為：① 每缸采用高壓進(jìn)氣閥、換氣閥及排氣閥三氣閥結(jié)構(gòu)，以配合氣動發(fā)動機(jī)四沖程工作;② 利用空氣替代原冷卻水，采用空氣循環(huán)換熱協(xié)助氣缸維持在所希望的工作溫度范圍；③ 采用阿特金森循環(huán)(增大換氣閥關(guān)閉滯后角)原理實(shí)現(xiàn)膨脹比大于壓縮比，在協(xié)助帶走冷量的同時(shí)，以最小的壓縮功實(shí)現(xiàn)氣缸溫度的平衡，使其高效工作；④ 發(fā)動機(jī)6缸總排量為9.72 L，為大排量氣動發(fā)動機(jī)；⑤ 功率設(shè)計(jì)目標(biāo)為120 kW，主要原因?yàn)閴嚎s空氣能量密度遠(yuǎn)低于柴油，但氣動發(fā)動機(jī)力求達(dá)到氣耗能量的高效率轉(zhuǎn)換。

表1 原型機(jī)基本參數(shù)及氣動發(fā)動機(jī)開發(fā)目標(biāo)

1.3 氣動發(fā)動機(jī)配氣機(jī)構(gòu)

基于壓縮空氣膨脹做功溫度下降的特性，氣動發(fā)動機(jī)采用四沖程型式以實(shí)現(xiàn)缸溫回升，并使氣缸維持在合適的工作溫度。本研究提出氣動發(fā)動機(jī)配氣機(jī)構(gòu)采用高壓氣閥、換氣閥、排氣閥三氣閥配氣型式以配合氣動發(fā)動機(jī)四沖程工作。由圖2三氣閥位置布局可見，氣動發(fā)動機(jī)在原柴油機(jī)缸蓋上取消了噴油器，將噴油器位置孔適當(dāng)擴(kuò)大加工為高壓氣閥。將高壓氣充入氣缸的進(jìn)口，該進(jìn)口位于換、排氣閥間燃燒室中心位置，有利于高壓氣充入及活塞受力均勻。

由圖3可看出，換排氣配氣機(jī)構(gòu)采用下置式凸輪驅(qū)動形式，與高壓氣閥協(xié)同配合工作。

1.排氣閥;2.高壓氣閥;3.換氣閥;4.缸蓋螺栓孔;5.推桿孔;6.缸蓋

圖3 換、排氣配氣機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)

氣動發(fā)動機(jī)工作時(shí)，高壓氣閥將7 MPa壓縮空氣充入氣缸，在高壓氣的持續(xù)作用下，高壓氣閥如沿用傳統(tǒng)菌形氣門結(jié)構(gòu)，難以實(shí)現(xiàn)快速而準(zhǔn)確的關(guān)閉，甚至出現(xiàn)氣閥彈簧無法關(guān)閉氣閥的現(xiàn)象，故高壓氣閥選用旋轉(zhuǎn)進(jìn)氣的旋轉(zhuǎn)閥形式，有效避免了以上弊端。

由圖4高壓氣閥進(jìn)氣原理可以看出，高壓氣體由高壓氣罐流出通過高壓氣管經(jīng)減壓閥減壓進(jìn)入穩(wěn)壓腔，再由穩(wěn)壓腔均勻地進(jìn)入各缸高壓氣閥，高壓氣閥根據(jù)不同轉(zhuǎn)速和負(fù)荷的要求向氣缸供給適量的高壓氣體。由圖5高壓氣閥總體布置可以看出：高壓氣閥總成共包含兩條動力驅(qū)動路線：① 旋轉(zhuǎn)閥動力驅(qū)動路線。各缸采用獨(dú)立電機(jī)按1/4曲軸轉(zhuǎn)速驅(qū)動旋轉(zhuǎn)閥，即每循環(huán)旋轉(zhuǎn)閥旋轉(zhuǎn)180°。② 負(fù)荷閥動力控制路線。采用一個(gè)獨(dú)立電機(jī)通過齒輪齒條、拉桿共同控制6氣缸負(fù)荷閥擺動，并通過電子控制根據(jù)轉(zhuǎn)速和負(fù)荷需求對負(fù)荷閥進(jìn)行控制，從而實(shí)現(xiàn)不同工況下對高壓氣氣量的精確控制。

1.高壓氣罐;2.減壓閥;3.穩(wěn)壓腔;4.高壓氣管; 5.高壓氣閥總成;6.氣缸

圖6為GT-power搭建的氣動發(fā)動機(jī)性能模擬模型。該模型基于已標(biāo)定好的原柴油機(jī)性能模擬模型，將氣動發(fā)動機(jī)相應(yīng)結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行替換和完善，對氣動發(fā)動機(jī)的開發(fā)具有較好的指導(dǎo)意義。氣動發(fā)動機(jī)性能模擬模型主要由高壓進(jìn)氣系統(tǒng)、換氣系統(tǒng)、排氣系統(tǒng)、氣缸及曲軸箱等部分組成。

1.旋轉(zhuǎn)閥電機(jī);2.高壓閥總成;3.負(fù)荷閥電機(jī); 4.負(fù)荷調(diào)節(jié)拉桿;5.缸蓋;6.負(fù)荷閥調(diào)節(jié)桿

1.高壓氣進(jìn)氣系統(tǒng);2.換氣系統(tǒng); 3.發(fā)動機(jī)本體;4.排氣系統(tǒng)

由該模型計(jì)算出2 200 r/min發(fā)動機(jī)每工作循環(huán)高壓氣量的需求，從而確定高壓氣閥進(jìn)出口尺寸，并考慮到密封、氣量控制及驅(qū)動力等方面的影響，確定出高壓氣閥采用同心三層旋轉(zhuǎn)與擺動相結(jié)合和利用錐面密封的獨(dú)特結(jié)構(gòu)。由圖7高壓氣閥結(jié)構(gòu)及高壓氣流通路徑可以看出，高壓氣閥主要由旋轉(zhuǎn)閥、負(fù)荷閥、閥體及附屬結(jié)構(gòu)組成。其中，旋轉(zhuǎn)閥設(shè)計(jì)為1/4曲軸轉(zhuǎn)速的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動，其功能是根據(jù)曲軸轉(zhuǎn)速信息實(shí)現(xiàn)打開、關(guān)閉及持續(xù)開啟高壓氣通路。負(fù)荷閥位于閥體與旋轉(zhuǎn)閥之間，其功能是根據(jù)不同轉(zhuǎn)速和負(fù)荷需求，通過齒輪齒條帶動負(fù)荷閥拉桿，從而實(shí)現(xiàn)局部擺動以控制高壓氣的進(jìn)氣量。閥體為整個(gè)高壓氣閥總成的裝配機(jī)體。工作時(shí)，高壓氣一部分由旋轉(zhuǎn)閥氣流方向上的孔直接進(jìn)入其內(nèi)部，另一部分沿閥體兩側(cè)環(huán)道流動并由環(huán)道上的小孔進(jìn)入。

1.閥體;2.負(fù)荷閥;3.旋轉(zhuǎn)閥;4.旋轉(zhuǎn)閥桿;5.旋轉(zhuǎn)閥銷;6.推力軸承;7.下彈簧座;8.旋轉(zhuǎn)閥彈簧;9.上彈簧座;10.聯(lián)軸器;11.驅(qū)動電機(jī)支架;12.負(fù)荷閥調(diào)節(jié)桿

圖7 高壓氣閥結(jié)構(gòu)及高壓氣流通路徑

2 配氣機(jī)構(gòu)建模及優(yōu)化分析

2.1 配氣機(jī)構(gòu)計(jì)算仿真模型

配氣機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則是既能保證工作平穩(wěn)、凸輪接觸應(yīng)力不過大、具有良好的潤滑性能等可靠性，又能具有良好的充氣性能。運(yùn)用專業(yè)配氣機(jī)構(gòu)模擬軟件AVL Excite Timing Drive建立換、排氣配氣機(jī)構(gòu)仿真模型，可滿足工程需求精度[8]。選取和設(shè)置相關(guān)零件質(zhì)量、剛度、阻尼及全局工況參數(shù)，建立如圖8所示的配氣機(jī)構(gòu)仿真模型。

圖8 配氣機(jī)構(gòu)仿真模型

2.2 換、排氣凸輪型線優(yōu)化設(shè)計(jì)

為了保證活塞處于壓縮上止點(diǎn)時(shí)缸內(nèi)最高溫度維持在200 ℃、最高壓力為6.5 MPa，凸輪型線應(yīng)使換氣閥遲閉角增大，在實(shí)現(xiàn)氣動發(fā)動機(jī)增大幾何壓縮比的前提下，使有效膨脹比大于壓縮比，從而使得熱能向機(jī)械能的轉(zhuǎn)化效率增大，保證氣動發(fā)動機(jī)高效工作[9]。在AVL軟件凸輪設(shè)計(jì)模塊中確定出換、排氣閥最大升程。凸輪型線緩沖段的設(shè)計(jì)選用梯形函數(shù)，選取和設(shè)置緩沖段高度、緩沖段末端速度。工作段的設(shè)計(jì)采用氣門分段加速度函數(shù)方法，結(jié)合氣動發(fā)動機(jī)的工作循環(huán)要求，確定出各段的長度、末端加速度、曲線類型、幅值及階數(shù)。表2和表3分別為換、排氣配氣機(jī)構(gòu)的主要技術(shù)參數(shù)和主要性能參數(shù)。

由表3可以看出：氣動發(fā)動機(jī)配氣機(jī)構(gòu)運(yùn)動學(xué)原理合理、可行，豐滿度、凸輪最大接觸應(yīng)力、最小曲率半徑、最小彈簧裕度、K系數(shù)、最小潤滑系數(shù)、最大躍度等均在合理范圍內(nèi)，能滿足可靠性等性能要求。

表2 氣動發(fā)動機(jī)配氣機(jī)構(gòu)主要技術(shù)參數(shù)

技術(shù)參數(shù)換氣排氣氣門升程/mm12.512.5凸輪升程/mm8.28.3氣門間隙/mm0.150.15基圓直徑/mm2121挺柱直徑/mm4242緩沖段高度/mm0.26/0.280.41/0.41半包角/°CA69/7064/65換氣相位角/°CA提前22°開啟,滯后80°關(guān)閉排氣相位角/°CA提前54°開啟,滯后30°關(guān)閉氣門重疊角/°CA34

表3 氣動發(fā)動機(jī)配氣機(jī)構(gòu)主要性能參數(shù)

技術(shù)參數(shù)合理值進(jìn)氣排氣豐滿度≈0.550.540.55凸輪最大接觸應(yīng)力/MPa<800550638最小曲率半徑/mm>39.26.5最小彈簧裕度>1.23.23.6K系數(shù)>1.22.783.2凸輪與挺柱最小潤滑系數(shù)>0.150.250.24凸輪最大躍度<1 000474830

圖9～12分別為氣動發(fā)動機(jī)最高轉(zhuǎn)速2 500 r/min時(shí)的氣閥升程、落座力、凸輪與挺柱接觸應(yīng)力、氣閥彈簧各質(zhì)點(diǎn)升程曲線。由圖9可知：換、排氣閥開啟和關(guān)閉正常，無飛脫和二次反跳現(xiàn)象。由圖10可知：換、排氣閥落座力較小，氣閥落座較平穩(wěn)，對氣閥座沖擊、振動較小。由圖11可知：換、排氣凸輪與挺柱未發(fā)生飛脫現(xiàn)象，且接觸應(yīng)力較小，凸輪不會出現(xiàn)異常磨損現(xiàn)象。由圖12可知：氣閥彈簧動力學(xué)特性良好，工作時(shí)無并圈和大沖擊情況發(fā)生。

圖9 氣閥升程曲線

圖10 氣閥落座力曲線

圖11 凸輪與挺柱接觸應(yīng)力曲線

圖12 氣閥彈簧各質(zhì)點(diǎn)升程曲線

2.3 高壓氣閥設(shè)計(jì)優(yōu)化

為了改善高壓氣閥內(nèi)部受力特性，提升高壓氣閥的進(jìn)氣能力，并確保密封可靠，對高壓氣閥進(jìn)行了進(jìn)一步優(yōu)化設(shè)計(jì)，表4為高壓氣閥主要技術(shù)參數(shù)。

表4 高壓氣閥的主要技術(shù)參數(shù)

技術(shù)參數(shù)設(shè)計(jì)值高壓氣閥形式旋轉(zhuǎn)閥開啟持續(xù)角度/(°)0-40進(jìn)出口有效面積/mm2314進(jìn)氣壓力/MPa 7氣閥驅(qū)動方式旋轉(zhuǎn)+擺動高壓閥-曲軸轉(zhuǎn)速比1∶4高壓閥最高轉(zhuǎn)速/(r·min-1)625

1) 高壓氣閥受力分析

圖13為楔形面受力原理，內(nèi)、外閥通過錐面接觸并承受軸向壓力Fa，內(nèi)閥力平衡方程為：

Fa=Fsinθ+Ffcosθ=F(sinθ+μcosθ)

(1)

(2)

M=μFfRm

(3)

式中：F為外閥作用于內(nèi)閥的正壓力；Ff為結(jié)合面摩擦力；θ為閥體錐度角；μ為靜摩擦因數(shù)；a為結(jié)合面最小直徑；b為結(jié)合面最大直徑；P為結(jié)合面壓力；Lm為結(jié)合面中徑。

楔形結(jié)構(gòu)對軸向受力有放大作用，且旋轉(zhuǎn)閥電機(jī)驅(qū)動力需求由旋轉(zhuǎn)閥與負(fù)荷閥、負(fù)荷閥與閥體間軸向受力直接決定，因此高壓氣閥內(nèi)部受力不宜過大，即為保證操縱方便且不發(fā)生過度磨損，旋轉(zhuǎn)閥彈簧預(yù)緊力和剛度不宜過大。

由圖14高壓氣閥改進(jìn)前后結(jié)構(gòu)可以看出：原結(jié)構(gòu)三層閥采用一體化錐形結(jié)構(gòu)，當(dāng)內(nèi)閥磨損下移至進(jìn)出口處錐形面與高壓氣直接接觸時(shí)，會引起閥體內(nèi)部軸向力較大，高壓氣閥內(nèi)部受力不理想。高壓氣閥改進(jìn)結(jié)構(gòu)的顯著優(yōu)勢為：① 在相同的有限空間限制下，既保證了順利進(jìn)氣，又極大可能地增加了各零件強(qiáng)度，保證了高壓氣閥的結(jié)構(gòu)可靠性；② 各密封面采用多段同錐度錐形，氣體進(jìn)出口非密封面處采用同心圓柱結(jié)構(gòu)，可有效避免高壓氣直接與錐形面接觸，避免了額外附加軸向力，改善了閥體內(nèi)部受力；③ 改進(jìn)后的結(jié)構(gòu)顯著增大了各密封錐面的錐度，避免了內(nèi)閥略微磨損后顯著下移的弊端；④ 改進(jìn)后高壓氣閥進(jìn)口處閥體采用環(huán)形通道，高壓氣通過環(huán)形通道上旋轉(zhuǎn)閥與負(fù)荷閥圓孔進(jìn)入閥體內(nèi)部，實(shí)現(xiàn)了高壓氣體與閥體內(nèi)部保持長通，保證了高壓氣供氣充足。高壓氣的進(jìn)入通過出口進(jìn)行控制。

圖13 楔形面受力原理

圖14 高壓氣閥改進(jìn)前后結(jié)構(gòu)

2) 高壓氣閥密封分析

高壓氣閥內(nèi)部密封面處采用多段同錐度錐面進(jìn)行局部高效密封，其獨(dú)特的結(jié)構(gòu)使閥體間無由高壓氣體引起的內(nèi)部額外軸向作用力，每工作循環(huán)中高壓氣閥內(nèi)部軸向力不會出現(xiàn)較大波動。為保證有效密封及實(shí)現(xiàn)自動調(diào)節(jié)，在高壓氣閥另一軸端，采用一具有自調(diào)節(jié)功能的旋轉(zhuǎn)閥彈簧(預(yù)緊力100 N，剛度10 N/mm)，利用彈簧彈性實(shí)現(xiàn)高壓氣閥的自調(diào)節(jié)，使旋轉(zhuǎn)閥與負(fù)荷閥、負(fù)荷閥與閥體間產(chǎn)生合適的穩(wěn)定比壓，從而有效保證了密封。

3) 高壓氣閥氣量計(jì)算

為了避免高壓氣進(jìn)入氣缸出現(xiàn)氣流阻塞現(xiàn)象，確保高壓氣具有良好的充氣特性，需對高壓氣閥進(jìn)氣平均馬赫數(shù)進(jìn)行驗(yàn)算。平均馬赫數(shù)為

Maim=Vvm/a

(4)

Vvm=qin/A

(5)

qin=Q/t

(6)

式中：Vvm為高壓氣體平均流速；a為當(dāng)?shù)匾羲?，取?37 m/s；qin為高壓氣進(jìn)氣流量;A為高壓氣氣道面積;Q為每循環(huán)進(jìn)氣體積;t為進(jìn)氣時(shí)間。

改進(jìn)后高壓氣與高壓氣閥內(nèi)部保持長通，有利于向氣缸充足供氣?？紤]到大負(fù)荷工況時(shí)高壓氣需持續(xù)供給，后期進(jìn)氣由高壓氣閥外部提供，故需對高壓氣閥的最大進(jìn)氣能力進(jìn)行驗(yàn)算。運(yùn)用通用流體軟件Star ccm+對改進(jìn)前后高壓氣閥的最大進(jìn)氣能力進(jìn)行計(jì)算，邊界條件為進(jìn)出口給定相同壓力。由圖15改進(jìn)前后流速云圖可知，改進(jìn)后最大流速為146 m/s，比改進(jìn)前稍大，但馬赫數(shù)小于0.5，滿足使用要求。改進(jìn)后高壓氣由多孔進(jìn)入，流場較改進(jìn)前稍紊亂，但在相同的空間限制下，改進(jìn)前最大進(jìn)氣流量為80 g/s，改進(jìn)后為102 g/s，增大了27.5%，改進(jìn)后結(jié)構(gòu)最大進(jìn)氣能力更高，滿足設(shè)計(jì)要求。

圖15 高壓氣閥改進(jìn)前后流速云圖對比

綜上所述，高壓氣閥最終的結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案為：采用大直徑單孔進(jìn)口，閥體環(huán)形通道保持高壓氣與高壓氣閥內(nèi)部常通；旋轉(zhuǎn)閥采用內(nèi)部空心圓柱、外部多段同錐度錐形結(jié)構(gòu)，有利于旋轉(zhuǎn)及氣體流動；負(fù)荷閥采用內(nèi)外等厚多段同錐度錐形薄壁結(jié)構(gòu)，有利于擺動以實(shí)現(xiàn)負(fù)荷的調(diào)節(jié)，同時(shí)負(fù)荷閥采用具有自潤滑功能的聚四氟乙烯材料，確保閥體內(nèi)部的密封[10]；閥體采用內(nèi)部多段同錐度錐形外部圓柱結(jié)構(gòu)，便于內(nèi)閥旋轉(zhuǎn)及高壓氣閥總成壓裝于缸蓋中。

3 多目標(biāo)優(yōu)化設(shè)計(jì)分析

3.1 優(yōu)化變量及優(yōu)化目標(biāo)分析

影響氣動發(fā)動機(jī)綜合性能的因素是多方面的。氣動發(fā)動機(jī)采用三閥系結(jié)構(gòu)，換氣閥、排氣閥、高壓氣閥配氣相位的合理匹配對其功率、氣耗率及轉(zhuǎn)換效率有著至關(guān)重要的影響。同時(shí)，高壓氣由高壓氣管充入并排出氣缸，氣管長度與管內(nèi)沿程損失、動態(tài)效應(yīng)等息息相關(guān)，進(jìn)而影響發(fā)動機(jī)功率、氣耗率及轉(zhuǎn)換效率，因而有必要系統(tǒng)地研究配氣相位及進(jìn)、排氣管長度對氣動發(fā)動機(jī)綜合性能的影響[11-12]。

為了保證氣動發(fā)動機(jī)具有較高的動力性及較好的耗氣經(jīng)濟(jì)性，采用多變量多目標(biāo)優(yōu)化方法對三氣閥的配氣相位及進(jìn)、排氣管長度進(jìn)行匹配尋優(yōu)，從而研究氣動發(fā)動機(jī)配氣主要參數(shù)對其綜合性能的影響規(guī)律。故本次優(yōu)化變量設(shè)置為換氣閥、排氣閥、高壓氣閥開啟提前角，高壓氣閥與穩(wěn)壓腔之間的進(jìn)氣管長度以及排氣管長度。表5為優(yōu)化變量取值范圍。優(yōu)化目標(biāo)設(shè)置為使氣動發(fā)動機(jī)的功率盡可能大、氣耗率盡可能小的關(guān)鍵參數(shù)組合，如表6所示。

表5 優(yōu)化變量取值范圍

設(shè)計(jì)變量參數(shù)最小值最大值換氣閥換氣提前角/(°)030排氣閥排氣提前角/(°)4080高壓氣閥進(jìn)氣提前角/(°)-1020進(jìn)氣管長度/mm50100排氣管長度/mm100500

表6 優(yōu)化目標(biāo)

目標(biāo)動力性經(jīng)濟(jì)性目標(biāo)函數(shù)功率氣耗率響應(yīng)變量最大最小

3.2 優(yōu)化方法

通常進(jìn)行試驗(yàn)設(shè)計(jì)時(shí)，選擇全因子試驗(yàn)和設(shè)計(jì)變量建立優(yōu)化空間對結(jié)果的影響是比較準(zhǔn)確和全面的，但計(jì)算量非常大，本次需完成37 500次計(jì)算。為了提高運(yùn)行效率，本次變量樣本選用拉丁超立方方法(Latin hypercube)進(jìn)行取樣，這是一種效果好、平衡性好的試驗(yàn)取樣方法，能夠保證取樣的均勻性[13]。在對表5所示的5個(gè)優(yōu)化變量進(jìn)行多目標(biāo)優(yōu)化時(shí)，為了提高運(yùn)行效率，在數(shù)值模擬和優(yōu)化算法之間建立了近似模型進(jìn)行模擬[14]。優(yōu)化流程為：完成DOE試驗(yàn)設(shè)計(jì)后求得響應(yīng)輸出，然后對響應(yīng)輸出進(jìn)行響應(yīng)面擬合，進(jìn)而對影響因子與響應(yīng)之間的敏感度進(jìn)行分析，并選用非支配排序遺傳算法(NSGA-Ⅱ)在響應(yīng)曲面上進(jìn)行尋優(yōu)，從而確定出氣動發(fā)動機(jī)合理的關(guān)鍵參數(shù)組合。

3.3 優(yōu)化結(jié)果分析

通過對優(yōu)化結(jié)果分析來探索優(yōu)化變量對優(yōu)化目標(biāo)的影響規(guī)律。圖16為各參數(shù)的主效應(yīng)影響對比，由各參數(shù)相應(yīng)目標(biāo)最值的差異可以判斷各參數(shù)對目標(biāo)的影響是否顯著。從圖16(a)可以看出：高壓氣閥提前角對功率影響最為顯著，換、排氣提前角影響次之，進(jìn)、排氣管長度的影響相對較小。從圖16(b)可以看出：高壓氣閥提前角對整機(jī)氣耗率影響非常顯著，其他因素影響較小。

由圖17(a)可以看出：高壓氣閥與換氣閥提前角的交互作用對功率有顯著影響，排氣提前角與換氣閥、高壓氣閥提前角的交互作用影響次之，其余因素交互作用對功率影響相對較小。由圖17(b)可以看出：高壓氣閥與換、排氣提前角的交互作用對氣耗率影響較大，其他因素的交互作用影響相對較小。

圖16 主效應(yīng)影響對比

圖17 交互影響對比

綜上可知：影響氣動發(fā)動機(jī)功率和氣耗的最主要因素是高壓氣閥、換氣閥及排氣閥的開啟提前角。由優(yōu)化結(jié)果可知：在最大動力性及最小氣耗原則下，可綜合考慮確定出合理的配氣相位方案。圖18為換氣閥、排氣閥、高壓氣閥優(yōu)化后的配氣相位。高壓氣閥在壓縮上止點(diǎn)后逐漸開啟，高壓氣持續(xù)充入氣缸推動活塞下行實(shí)現(xiàn)做功。排氣閥在下止點(diǎn)前提前開啟并在排氣上止點(diǎn)后延遲關(guān)閉，盡可能排出低壓冷氣。換氣閥在排氣上止點(diǎn)前提前開啟并于壓縮行程完成后延遲關(guān)閉，充分實(shí)現(xiàn)缸內(nèi)掃氣，使氣缸維持在合適的溫度和壓力，從而使氣動發(fā)動機(jī)正常工作。

4 整機(jī)性能預(yù)測及高壓氣閥試驗(yàn)驗(yàn)證

4.1 整機(jī)性能預(yù)測

基于原柴油機(jī)已標(biāo)定好的發(fā)動機(jī)性能模型，將氣動發(fā)動機(jī)相應(yīng)結(jié)構(gòu)、三閥系配氣相位及工況等相關(guān)參數(shù)進(jìn)行替換和完善，進(jìn)而通過GT-power軟件對氣動發(fā)動機(jī)的性能進(jìn)行預(yù)測。從圖19可以看出：氣動發(fā)動機(jī)功率隨著發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速的升高先逐漸增加再逐漸降低，在2 200 r/min時(shí)功率達(dá)到最大值126 kW，而扭矩隨著發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速的升高線性下降。

圖18 換氣閥、排氣閥、高壓氣閥配氣相位

圖19 氣動發(fā)動機(jī)功率及扭矩

從圖20有效氣耗率曲線可以看出:氣動發(fā)動機(jī)每循環(huán)有效氣耗率隨發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速的升高逐漸降低，主要是隨著發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速的升高，發(fā)動機(jī)每個(gè)工作循環(huán)時(shí)間減短，在相同進(jìn)氣壓力下壓縮空氣進(jìn)入氣缸的時(shí)間減少，導(dǎo)致氣耗率降低。

圖20 有效氣耗率

氣動發(fā)動機(jī)氣耗量轉(zhuǎn)換效率是指氣動發(fā)動機(jī)每個(gè)循環(huán)所做的功與每個(gè)循環(huán)供給的壓縮空氣能量的比值，其表達(dá)式為:

(7)

式中：Ne為該工況下有效功率；T為該工況下每循環(huán)時(shí)間；Q為每循環(huán)供給壓縮空氣的能量。

從圖21可以看出：氣動發(fā)動機(jī)氣耗量轉(zhuǎn)換效率隨發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速的升高線性下降，主要是由于隨著轉(zhuǎn)速的升高，每個(gè)循環(huán)高壓氣進(jìn)氣時(shí)間減短，引起每個(gè)循環(huán)輸出的有效功逐漸減小。氣動發(fā)動機(jī)在低速區(qū)域時(shí)，最高轉(zhuǎn)換效率達(dá)到55%以上，滿足了設(shè)計(jì)要求。

圖21 轉(zhuǎn)換效率

4.2 高壓氣閥臺架試驗(yàn)驗(yàn)證

將高壓氣閥樣件進(jìn)行水密封試驗(yàn)及進(jìn)氣量驗(yàn)證試驗(yàn)。高壓氣閥水密封試驗(yàn)是將高壓氣閥固定于水中，接通高壓氣管路，通入7 MPa高壓壓縮空氣工作以觀察其氣密性。試驗(yàn)過程中各閥間未產(chǎn)生明顯氣泡，表明高壓氣閥無明顯大量漏氣現(xiàn)象，滿足密封要求。高壓氣閥進(jìn)氣量試驗(yàn)是將高壓氣流通路徑按高壓氣罐、減壓閥、穩(wěn)壓腔、高壓氣閥、流量計(jì)順序連接，以模擬高壓氣閥開度不變情況下隨轉(zhuǎn)速變化的實(shí)際工作狀態(tài)充氣量。測試100個(gè)工作循環(huán)的充氣量，取其平均流量為高壓氣閥每個(gè)循環(huán)的進(jìn)氣量。圖22為高壓氣閥進(jìn)氣量曲線，可見全轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)高壓氣閥實(shí)際進(jìn)氣能力比仿真需求進(jìn)氣量略大4.8%。2 200 r/min全負(fù)荷時(shí)平均每個(gè)工作循環(huán)進(jìn)氣時(shí)間內(nèi)進(jìn)氣量為1.10 L，比仿真高5%，滿足進(jìn)氣量要求。同時(shí)，高壓氣閥密封性好，操縱靈活，滿足使用要求。

圖22 高壓氣閥進(jìn)氣量對比

5 結(jié)論

1) 利用傳統(tǒng)柴油機(jī)進(jìn)行設(shè)計(jì)改造，將其快速成功地改型為氣動發(fā)動機(jī)，所設(shè)計(jì)的高壓氣閥、換氣閥、排氣閥的三氣閥配氣型式適用于大排量氣動發(fā)動機(jī)且可靠性高。

2) 高壓氣閥采用同心三層旋轉(zhuǎn)與擺動相結(jié)合的旋轉(zhuǎn)閥、負(fù)荷閥、閥體結(jié)構(gòu)，既可以利用多段同錐度錐面實(shí)現(xiàn)局部高效密封，又可以通過旋轉(zhuǎn)閥彈簧實(shí)現(xiàn)自動調(diào)節(jié)。

3) 采用AVL Excite Timing Drive設(shè)計(jì)凸輪型線，并通過多目標(biāo)優(yōu)化方法確定高壓氣閥、換氣閥、排氣閥合適的配氣相位。

4) 本方法經(jīng)試驗(yàn)測試證明是正確有效的，顯著提高了優(yōu)化效率，減少了開發(fā)時(shí)間。采用三氣閥配氣機(jī)構(gòu)所設(shè)計(jì)的氣動發(fā)動機(jī)，最高功率為126 kW，最高轉(zhuǎn)換效率達(dá)到55%，動力性和經(jīng)濟(jì)性完全達(dá)到設(shè)計(jì)要求，且高壓氣閥密封性好，操縱靈活。