本发明涉及发动机气门控制领域，特别是涉及一种两级式低压缩循环的实现方法、装置及检测方法。
背景技术：
发动机升功率的强化提高是提高发动机能效利用水平以及提升性能的关键有效手段。然而，升功率的不断强化提高，带来平均有效压力提升的同时，使得最高燃烧爆发压力的控制更加困难。换言之，升功率的提升与爆发压力的控制是一对矛盾。而爆发压力是发动机机械负荷安全控制的“红线”指标，一旦失控，直接带来装备的失效损坏，因而该参数的控制是关乎装备可靠性的关键。
技术实现要素：
本发明要解决的技术问题是提供一种两级式低压缩循环的实现方法及装置，使其能在保证发动机正常运行的基础上兼顾升功率的提升与最高燃烧爆发压力的控制，保证设备安全。
为解决上述技术问题，本发明采用如下技术方案：
本发明提供了一种两级式低压缩循环的实现方法，包括：判定发动机的起动工况与高负荷工况；当处于起动工况时，采用起动配气相位实现最大压缩比的传统循环；当达到高负荷工况时，切换至低压缩配气相位实现低压缩循环，所述低压缩配气相位相对于起动配气相位，进气晚关角增大，有效压缩比降低。
进一步地，所述低压缩循环的进气晚关角为120℃a-125℃a。
进一步地，所述低压缩循环的进气晚关角为120℃a。
进一步地，所述两段式低压缩循环的升程采用等升程方式。
进一步地，所述等升程的升程为8mm。
进一步地，在发动机熄火状态到起动状态时，当油门位置大于等于5，转速大于等于900转时判定发动机处于起动工况，采用起动配气相位；在发动机起动后，当油门位置大于等于50，转速大于等于2500转，切换油温大于等于70℃，切换油压大于等于1.6bar时判定发动机处于高负荷工况，切换至低压缩配气相位。
本发明还提供了一种两级式低压缩循环的实现装置，用于与上述两级式低压缩循环的实现方法配套；所述实现装置包括两段式凸轮轴，所述两段式凸轮轴上设置有起动凸轮及低压缩凸轮；
所述起动凸轮最优型线方程为：
所述低压缩凸轮最优型线方程为：
作为本发明进一步地改进，所述两段式凸轮轴上的起动凸轮和低压缩凸轮均为等加速-等速缓冲段以及五项式工作段对称凸轮，初始参数选取如下：
所述起动凸轮的总配气角度为210°ca，缓冲段及工作段总角度为105°，缓冲段包角8°，工作段包角44.5°，缓冲段升程h0＝0.35mm，工作段升程h＝8mm，基圆半径r0＝17mm；
所述低压缩凸轮的总配气角度为310°ca，缓冲段及工作段总角度为155°，缓冲段包角10°，工作段包角67.5°，缓冲段升程h0＝0.35mm，工作段升程h＝8mm，基圆半径r0＝17mm。
另外，本发明还提供了一种两级式低压缩循环的切换效果检测方法，用于上述两级式低压缩循环的实现方法的配套检测，其通过测量发动机气缸内爆发压力的变化来检测两级式低压缩循环是否切换成功。
进一步地，在发动机气缸内安装缸压传感器，缸压传感器采用压阻技术测量发动机气缸内部压力的变化，通过缸压传感器获得发动机缸压数据后，比较相同工况下的发动机缸压数据，即可检验两段式低压缩循环的切换效果。
通过采用上述技术方案，本发明至少具有以下优点：
1、本发明改变了发动机的循环方式，使其由单一的传统循环方式变更为在不同工况下采用不同循环的方式，通过在高负荷工况下切换至低压缩循环，使得在升功率的同时燃烧最高爆发压力值下降，降低了发动机的机械负荷；通过在起动工况时采用传统循环，克服了过低的压缩比导致的发动机难以起动的问题。因此，本发明可以在保证发动机正常运行的基础上兼顾升功率的提升与最高燃烧爆发压力的控制，保证设备安全。
2、本发明通过大量的仿真模拟实验，综合考虑爆发压力，油耗，进气压力及空燃比等指标，最终获得了进气晚关角为120°，使该实现方法达到了最优化，功率达到最优。
3、本发明通过对比实验证实等升程的方式能够使发动机运行的各阶段均达到最优性能。
4、本发明最终设计了起动凸轮及低压缩凸轮的型线方程，经丰满系数计算，可知，均具有较好的充气性能，为两级式低压缩循环提供了一种较优的实现装置。
5、本发明通过在线测量缸内爆发压力的变化，来检测两级式循环是否切换成功，解决了实际使用中无法确认发动机是否切换成功的问题，且检测方法方便实用。
附图说明
上述仅是本发明技术方案的概述，为了能够更清楚了解本发明的技术手段，以下结合附图与具体实施方式对本发明作进一步的详细说明。
图1是不同进气相位的两级式低压缩循环过程图；
图2是低压缩循环基本特征图；
图3是进气晚关角与有效压缩比的关系图；
图4是压缩比对起动过程的影响图；
图5是两段式低压缩循环示意图；
图6是最大凸轮升程限制示意图；
图7是凸轮轴型线优化设计流程图；
图8是凸轮轴最终设计三维图；
图9是发动机起动工况判定逻辑图；
图10是切换逻辑图；
图11是缸内压力变化图。
具体实施方式
实施例1
本实施例提供了一种两级式低压缩循环的实现方法，包括如下步骤：判定发动机的起动工况与高负荷工况；当处于起动工况时，采用起动配气相位实现最大压缩比的传统循环；当达到高负荷工况时，切换至低压缩配气相位实现低压缩循环，所述低压缩配气相位相对于起动配气相位，进气晚关角增大，有效压缩比降低。
其中，低压缩循环与传统循环的区别为：
传统循环中为了实现发动机升功率，一般采用早开晚关的进气形式，其中，一般进气晚关角的范围是30℃a-60℃a。但是随着升功率的不断强化提高，带来平均有效压力提升的同时，使得最高燃烧爆发压力的控制更加困难。换言之，升功率的提升与爆发压力的控制是一对矛盾。。
为了应对这种技术矛盾，提出了低压缩循环的概念，如图1所示。采用加大进气晚关角，并采用更高的增压压力(常规随着发动机的负荷增高，也会逐渐增加压力)使得缸内做功能力更强，但最高压力并不比传统发动机高。以目前研究的高强化发动机为基础机，通过计算对比分析了采用低压缩技术的目标机与基础机间的基本特征差异，如图2所示。
通过研究表明，在增大进气晚关角时，需要提高进气压力来满足功率(如通过满足空燃比为1.8来满足功率)，在这样的情况下燃烧最高爆发压力值仍会下降，降低了发动机的机械负荷。
通过加大进气晚关角，可以实现低压缩循环，但是晚关角越大会带来有效压缩比越低的问题，如图3所示。过低的压缩比会引起发动机难以起动的问题，如图4所示。因此，需要一种机制，在保证发动机处于高负荷工况时采用大晚关角的低压缩循环的同时，在起动时采用最大压缩比，保证起动性能，这种循环即为“两段式”低压缩循环，如图5所示。
本实施例又进一步提供了一种两段式低压缩循环的具体实现方法：
(1)低压缩循环配气相位的获取
为了获得低压缩循环的配气相位，采用商业仿真软件搭建了详细的发动机模型，并进行了仿真计算，发现随着进气晚关角的增加，有效压缩比降低，导致发动机最高压力下降，但为了满足发动机所需功率，进气压力随着升高，空燃比上升，燃油充分燃烧，有效燃油消耗率下降，导致发动机功率随着进气晚关角的增加而升高。最后，在功率满足的前提下，综合考虑爆发压力，油耗，进气压力及空燃比等指标，在其他条件不变时，只有在晚关角为120℃a-125℃a时功率满足设计要求，在晚关角为115℃a-125℃a时爆发压力小于设计指标，而在晚关角为120℃a时，油耗最小，经济性最好，选取了进气晚关角为120℃a为最终的最优方案。
(2)在确定了低压缩循环配气相位后需要确定两段式低压缩循环的升程。
一种是变升程：起动工况采取低升程(6mm)来确保大压缩比，大负荷工况采取高升程(8mm)大气门晚关角来实现低压缩循环；一种是等升程：升程保持不变(8mm)，只是改变进气晚关角，在起动时，晚关角小，有效压缩比大，大负荷时晚关角大，有效压缩比小。在起动工况下，在一定范围内，进气量随着进气晚关角的增大而增大，而且进气阻力随着气门升程增大而减小，有利于进气量的增加。变升程的方案会导致起动工况下进气量减少，不利于起动性能，因此，选取等升程方案。
在应用两段式低压缩循环时需要判定发动机的起动工况与高负荷工况，进而才能精确的切换不同配气相位。在发动机熄火状态到起动状态时，需要针对油门位置以及发动机转速信号进行判定，在油门位置大于等于5，转速大于等于900转时判定发动机处于起动工况，采用起动相位(起动配气相位)，判定流程如图9所示。在发动机起动后，判定发动机处于高负荷状态时切换低压缩相位。在油门位置大于等于50，转速大于等于2500转，切换油温大于等于70℃，切换油压大于等于1.6bar时判定发动机处于大负荷工况，切换至低压缩相位，切换逻辑如图10所示。此处，切换主要是与凸轮轴上的凸轮配合的液压挺柱采用油压切换的方式，当切换油液的油压和油温满足上述条件时，才能实现顺利的切换。
实施例2
本实施例提供了一种两段式低压缩循环的实现装置，该实现装置包括两级式低压缩循环的两段式凸轮轴形式，两段式凸轮轴上设置有起动凸轮及低压缩凸轮；其研发过程如下：
(1)设计约束
根据气门弹簧刚度ks＝40000n/m，预紧力f0＝290n，气门升程8mm，由式3估算凸轮与从动件之间的最大接触力fn＝950n。对于单个高升程凸轮取最大接触力的一般计算接触应力。
fk＝f0 kshθ
式中fk为弹簧力，fg为惯性力，m为气门质量
平底从动件凸轮的接触应力由式4计算
式中e为凸轮材料的杨氏模量，u为泊松比，b为接触宽度，ρ为最小曲率半径。
对于拟选用的材料，其许用接触应力为475mpa，令σh≤450mpa可得ρ≥7.1mm。
进而开展凸轮型线设计，考虑挺柱与气门间隙0.35mm，发动机转速3600r/min，设计等加速-等速缓冲段以及五项式工作段对称凸轮，初始参数选取如下：
由于低压缩凸轮的总配气角度为310°ca(极限范围)，因此缓冲段及基本段总角度为155°，又因为上升与下降段对称，考虑到挺柱运动加速度，因此选取缓冲段包角10°，工作段包角67.5°，缓冲段升程h0＝0.35mm，工作段升程h＝8mm，基圆半径r0＝17mm。
起动凸轮的设计有两个方案：
方案1：设计起动凸轮的总配气角度为210°ca，因此缓冲段及基本段总角度为105°，选取缓冲段包角8°，工作段包角44.5度，缓冲段升程h0＝0.35mm，工作段升程h＝8mm，基圆半径r0＝17mm。
方案2：设计起动凸轮的总配气角度为170°ca，因此缓冲段及基本段总角度为85°，选取缓冲段包角10°，工作段包角37.5°，缓冲段升程h0＝0.35mm，工作段升程h＝6mm，基圆半径r0＝17mm。
由于存在最大凸轮升程的问题无法将方案2的工作段升程设置为8mm，原因如图6所示。当α＝47.5°时，此时的h≈25.37，最大凸轮升程为8.37。故无法将其设计为8mm。
方案1下的起动凸轮总配气角度相对较大，对起动不利，但方案2升程减小，造成节流效应同样影响起动。对比两种方案对起动的负面效果，最终选择方案1作为本设计的起动凸轮设计方案。
(2)实现过程
在完成凸轮基本设计方案后，以凸轮最小曲率半径以及丰满系数为限制条件，对凸轮型线方程进行寻优。寻优过程如图7所示：
步骤1、型线方程寻优开始；
步骤2、设置初始缓冲段方程系数；
步骤3、设置初始工作段方程系数；
步骤4、将多组系数分别 1迭代；
步骤5、判断是否大于最小曲率半径，如果否返回步骤4，如果是转到步骤6；
步骤6、判断是否小于最大加速度，如果否返回步骤4，如果是转到步骤7；
步骤7、是否大于上次迭代的丰满系数，如果否，返回步骤4，如果是转到步骤8；
步骤8、获得初始缓冲段方程系数；
步骤9、获得初始工作段方程系数；
步骤10、完成寻优。
(3)最终效果
最终设计起动凸轮型线方程为：
进行了丰满系数计算，对五项式对称式凸轮，其丰满系数可由下式计算，代入式6中所得数据可得，ξ＝0.66，具有较好的充气性能。
最终设计低压缩凸轮型线方程为：
代入式6中所得数据可得，ξ＝0.61，充气性能良好。
上述5、7中每一个参数没有独立数学意义，是组合在一起形成的一个型线的升程方程。
最终设计的两段式凸轮轴上凸轮如图8所示。最终设计凸轮轴气门升程图与图5所示的两段式低压缩循环示意图相同。
实施例3
在两段式低压缩循环运行时，在实际使用中无法确认发动机是否将凸轮切换成功，为此需要在线检验切换效果。
本实施例提供了一种两级式低压缩循环的在线切换效果检测方法，用于上述的两级式低压缩循环的实现方法的配套检测；本发明发现在低压缩循环时，采用大的进气晚关角，从而将实际压缩比减小，但气缸内的爆发压力会出现明显降低，如图11所示。通过测量发动机气缸内爆发压力的变化来检测两级式低压缩循环是否切换成功。
因此，通过测量缸内爆发压力的变化，即可证明两级式循环切换成功。在发动机气缸内安装缸压传感器，缸压传感器采用压阻技术，可以准确的测量发动机气缸内部压力的变化，通过缸压传感器获得发动机缸压数据后，比较相同工况下的缸压数据，即可检验两段式低压缩循环的切换效果。
以上所述，仅是本发明的较佳实施例而已，并非对本发明作任何形式上的限制，本领域技术人员利用上述揭示的技术内容做出些许简单修改、等同变化或修饰，均落在本发明的保护范围内。
1.一种两级式低压缩循环的实现方法，其特征在于：
判定发动机的起动工况与高负荷工况；
当处于起动工况时，采用起动配气相位实现最大压缩比的传统循环；
当达到高负荷工况时，切换至低压缩配气相位实现低压缩循环，所述低压缩配气相位相对于起动配气相位，进气晚关角增大，有效压缩比降低。
2.根据权利要求1所述的两级式低压缩循环的实现方法，其特征在于，所述低压缩循环的进气晚关角为120℃a-125℃a。
3.根据权利要求2所述的两级式低压缩循环的实现方法，其特征在于，所述低压缩循环的进气晚关角为120℃a。
4.根据权利要求1-3任一项所述的两级式低压缩循环的实现方法，其特征在于，所述两段式低压缩循环的升程采用等升程方式。
5.根据权利要求4所述的两级式低压缩循环的实现方法，其特征在于，所述等升程的升程为8mm。
6.根据权利要求1-5任一项所述的两级式低压缩循环的实现方法，其特征在于，在发动机熄火状态到起动状态时，当油门位置大于等于5，转速大于等于900转时判定发动机处于起动工况，采用起动配气相位；
在发动机起动后，当油门位置大于等于50，转速大于等于2500转，切换油温大于等于70℃，切换油压大于等于1.6bar时判定发动机处于高负荷工况，切换至低压缩配气相位。
7.一种两级式低压缩循环的实现装置，其特征在于，用于与权利要求1-6任一项所述的两级式低压缩循环的实现方法配套；
所述实现装置包括两段式凸轮轴，所述两段式凸轮轴上设置有起动凸轮及低压缩凸轮；
所述起动凸轮最优型线方程为：
所述低压缩凸轮最优型线方程为：
8.根据权利要求7所述的两级式低压缩循环的实现装置，其特征在于，所述两段式凸轮轴上的起动凸轮和低压缩凸轮均为等加速-等速缓冲段以及五项式工作段对称凸轮，初始参数选取如下：
所述起动凸轮的总配气角度为210°ca，缓冲段及工作段总角度为105°，缓冲段包角8°，工作段包角44.5°，缓冲段升程h0＝0.35mm，工作段升程h＝8mm，基圆半径r0＝17mm；
所述低压缩凸轮的总配气角度为310°ca，缓冲段及工作段总角度为155°，缓冲段包角10°，工作段包角67.5°，缓冲段升程h0＝0.35mm，工作段升程h＝8mm，基圆半径r0＝17mm。
9.一种两级式低压缩循环的切换效果检测方法，其特征在于，用于权利要求1-6任一项所述的两级式低压缩循环的实现方法的配套检测；
通过测量发动机气缸内爆发压力的变化来检测两级式低压缩循环是否切换成功。
10.根据权利要求9所述的两级式低压缩循环的切换效果检测方法，其特征在于，在发动机气缸内安装缸压传感器，缸压传感器采用压阻技术测量发动机气缸内部压力的变化，通过缸压传感器获得发动机缸压数据后，比较相同工况下的发动机缸压数据，即可检验两段式低压缩循环的切换效果。
技术总结