某柴油發(fā)動機單閥配氣機構性能分析

岳開國 陸修進

摘要：為了解某柴油機整改后配氣機構的工作性能，根據(jù)該柴油機性能參數(shù)和配氣機構的結構參數(shù)，采用Virtual Engine軟件塔建單閥配氣機構數(shù)學模型，對模型進行動力學計算，分析觀察配氣機構在怠速、最大扭矩轉速和額定轉速下的特性。計算結果表明：①進排氣門落座速度低于1m/s，沒有發(fā)生反跳現(xiàn)象，最大落座力發(fā)生在進氣門側，其值為238N@額定轉速。②在常用轉速范圍內，凸輪與搖臂之間未出現(xiàn)飛脫現(xiàn)象。③最大赫茲壓力出現(xiàn)在排氣側，其值為896MPa@最大扭矩轉速，滿足鑄鐵凸輪軸與100Cr6搖臂的極限值1100MPa。④氣門彈簧受力在要求范圍內，彈簧沒有發(fā)生并圈現(xiàn)象。⑤搖臂與氣門的最大接觸應力為606N@最大扭矩轉速。⑥單閥系的凸輪軸驅動扭矩為5.81Nm@額定轉速。

關鍵詞：配氣機構;落座力;赫茲壓力;接觸應力;驅動扭矩

0? 引言

配氣機構的設計既要提高充氣效率和降低殘余廢氣系數(shù)，又要使其具有良好的運動規(guī)律，氣門落座速度低、加速度曲線連續(xù)光滑、落座力和接觸應力小、氣門落座反跳以及彈簧無并圈現(xiàn)象等問題[1]。本文采用Vritual Engine動力學分析軟件搭建一個等效虛擬的配氣機構多體系統(tǒng)，軟件程序能夠模擬各單元部件之間連接關系，另外外部的載荷和摩擦也能考慮，比如氣門面的氣體載荷。對不同轉速工況的配氣機構進行了分析，對實踐工程過程具有重要參考價值和指導意義。

1? 仿真建模

1.1 配氣機構模型建立

柴油機采用頂置式凸輪軸配氣機構，基本結構包括凸輪軸、凸輪、搖臂、液力挺柱、氣門、氣門彈簧、彈簧座圈、氣門座等組成。配氣機構模型的特征參數(shù)包括結構參數(shù)、質量參數(shù)和力學特性參數(shù)[2]。在Vritual Engine 提供了多個閥系和單個閥系模擬分析功能，本文僅對進氣和排氣單個配氣閥系的配氣機構工作情況進行研究[3]。首先將凸輪軸的基圓中心作為該模型的基本參考坐標系，建立其它相關聯(lián)的部件。其次在凸輪與搖臂滾輪之間建立線接觸，在搖臂與氣門桿之間建立點接觸，在氣門盤處建立氣體力與盤面接觸。

1.2 仿真工況及邊界條件

1.2.1 凸輪型線

凸輪型線是配氣機構的重要參數(shù)，決定氣門開啟時刻、開啟持續(xù)時間、氣門開啟落座時刻的速度等，該柴油機凸輪型線的進氣最大凸輪升程為3.7115mm，排氣最大凸輪升程為3.6894mm，進排氣凸輪的旋轉方向從發(fā)動機前端看都順時針方向。進氣氣門最大加速度（不管是開啟還是關閉時刻）都比排氣氣門的大（進氣大約4.55mm/rad2，排氣大約3.6mm/rad2）。

1.2.2 氣體力及氣門正時

本分析將點火上止點對應的曲軸轉角定義為零度曲軸轉角，一維性能仿真計算獲得的氣道壓力、缸內壓力作為邊界條件。圖1為進排氣門完成一次工作循環(huán)氣道壓力、缸內壓力和氣門升程三者對應凸輪轉角的位置關系。此外得知氣門正時為：進氣提前角165°凸輪轉角，排氣提前角71°凸輪轉角;進氣最大氣門升程223°凸輪轉角，排氣最大氣門升程130°凸輪轉角。

1.2.3 彈簧預緊力

氣門彈簧的主要作用是保證氣門關閉時能緊密地與氣門座圈貼合，并克服在氣門開啟時配氣機構產生的慣性力，使傳動件始終受凸輪控制而不相互脫離[4]。氣門受到來自氣缸、氣道和彈簧的三個力，為了保證具有足夠預緊力，通常將氣缸最低壓力設為一個大氣壓1.0bar，改機進氣門和排氣門受到的最大氣道壓力分別為2.867bar和4.566bar，所以進氣門和排氣門最大壓差分別為1.867bar和3.566bar，再根據(jù)氣門盤的面積計算進排氣門氣門彈簧的預緊力。

為了驗證氣門彈簧的預緊力是否可靠，根據(jù)實際缸內壓力來計算氣門壓差，計算得到進氣門最大壓力差0.516bar，排氣門最大壓差2.251bar，與氣門彈簧預緊相比如下對比所示，所以設置的彈簧預緊力可用。

進氣：0.516bar<1.867bar

排氣：2.251bar<3.556bar

2? 仿真結果分析

配氣機構應有良好的動力性、工作平穩(wěn)，振動和噪聲較小，最重要是可靠性。這就要求挺桿升程曲線高階連續(xù)可導，最大正負加速度不能過大，凸輪與挺桿間接觸應力不應過大，還要有良好的潤滑特性以減小磨損等[5]。本文分析評估了該機型單閥配氣機構的各項相關性能指標。

2.1 氣門落座分析

表1列出了進排氣門落座瞬間的速度，隨發(fā)動機轉速的變大而變大，在常用轉速范圍內落座速度都低于1.0m/s。表2給出了落座瞬間受力大小，氣門落座瞬間受力情況與瞬間落座速度大小有關，落座速度越大氣門沖擊力就越大，所以落座力越大，從落座力大小可知都小于氣門彈簧預緊力（233N）的6倍?？傮w上氣門與氣門座之間的沖擊較小，所以氣門落座速度和落座力評估滿足設計要求。

2.2 凸輪與搖臂接觸分析

如果接觸力過大，凸輪與滾輪表面產生早期磨損，影響配氣機構的可靠性[6]。根據(jù)進排氣門開啟持續(xù)時段不同轉速下凸輪與搖臂滾輪之間的接觸力，在常用轉速范圍內進排氣門凸輪與滾輪之間的接觸力開始大于0，當小于0時凸輪與滾輪飛脫，所以接觸力的評估滿足設計要求。

赫茲壓力是凸輪與滾輪線接觸而產生的，當接觸力為0的時候赫茲壓力也為0。如表3所示在常用轉速范圍內最大赫茲壓力為898MPa@1800rpm，低于材料鑄鐵凸輪軸與材料100Cr6搖臂滾輪FEV的極限值1100MPa（參考數(shù)據(jù)庫），赫茲壓力評估滿足設計要求。

2.3 氣門彈簧分析

通常最大彈力過大將導致使配氣機構的動力性能下降，配氣機構的受力增大，影響機構的使用壽命，會造成驅動功率增大。圖2為氣門彈簧底部受力隨凸輪轉角的變化趨勢曲線，可以判斷氣門彈簧沒有發(fā)生并圈現(xiàn)象。該彈簧的最大壓縮量受力范圍395～435N，彈簧初始安裝長度受力（預緊力）范圍212～248N。

多體動力計算結果如表4所示，進排氣氣門彈簧最大壓縮力隨轉速的變大而變大，最大值為422N;預緊力不會隨轉速的變化而變化都為233N，得知彈簧的受力情況吻合輸入邊界，滿足彈簧的設計要求。

2.4 搖臂與液力挺柱接觸力分析

采用液壓挺柱，主要是為了消除氣門間隙，減少氣門開啟和落座的沖擊。常用轉速范圍內的最小法向力發(fā)生在額定轉速4000rpm的凸輪型線工作段，其中進氣最小法向力為187N，排氣為195N，說明在工作過程中液力挺柱始終與搖臂保持接觸并且提供動力。

2.5 搖臂與氣門桿接觸力分析

各轉速下的最大接觸力大小如表5所示，排氣接觸力在某些轉速下比進氣的大，最大接觸力為606N@1800。該結果可以作為搖臂強度計算的載荷輸入邊界條件。

2.6 驅動力矩分析

驅動力矩反應了該配氣機構的動力性能，一般驅動越小動力性就越好。圖3所示為單閥系的驅動扭矩計算結果，隨轉速變化驅動力矩也做規(guī)律變化，且進排氣側的驅動力矩相差不大。其中各轉速下的最大驅動扭矩如表6所示，最大驅動扭矩為5.81N·m@4000rpm。

3? 結論

通過多體動力學軟件計算單閥配氣機構動力學性能，在發(fā)動機轉速范圍內有良好的性能，凸輪和搖臂的接觸力、赫茲壓力和氣門落座速度均在正常范圍內，凸輪和搖臂也沒有發(fā)生飛脫，其設計滿足工程要求。

①根據(jù)搖臂、氣門、氣門彈簧、液力挺住和凸輪的結構參數(shù)布置配氣機構，缸壓、氣門升程和分析對象質量、慣量等邊界參數(shù)。

②氣門沒有反跳。氣門落座速度和落座力滿足設計要求。

③進排氣側在常用轉速范圍之內（800rpm至4000rpm）凸輪與搖臂沒有飛脫現(xiàn)象。

④最大赫茲壓力出現(xiàn)在排氣側的896MPa@1800rpm，小于鑄鐵凸輪軸與100Cr6搖臂的接觸技術要求極限值1100MPa。

⑤氣門彈簧受力符合設計要求，彈簧沒有發(fā)生并圈現(xiàn)象。

⑥單閥系的凸輪軸驅動扭矩為5.81N·m@4000rpm。

參考文獻：

[1]吳奇.基于ADAMS的新型連續(xù)可變氣門機構的動力學分析[D].遼寧工業(yè)大學，2014.

[2]Staron J T， willermet PA.An Analysis of Valve-Train Friction in Terms ofLubrication Principles. SAE.930165.

[3]楊曉，郭濤.基于ADAMS的發(fā)動機配氣機構動力學分析[J].裝備制造技術，2010，09：7-9.

[4]董桓羽，劉浩，屈小貞，何輝.基于ADAMS的剛柔耦合配氣機構動力學分析[J].遼寧工業(yè)大學學報（自然科學版），2012，06：389-392，396.

[5]尹燕平，唐斌，薛冬新，宋希庚.基于ADAMS的柴油機配氣機構動力學分析[J].船舶工程，2010（S2）：52-54，60.

[6]鄭凱.ADAMS2005機械設計高級應用實例[M].北京：機械工業(yè)出版社，2006.