韋善景 周正群 梁稱邦

【摘 要】某增壓發(fā)動機在開發(fā)過程中出現(xiàn)高轉(zhuǎn)速性能下降、排氣門座圈磨損的問題。為分析其原因，基于valdyn軟件對發(fā)動機單閥系進行一維建模并進行運動學與動力學仿真計算。計算結(jié)果顯示，彈簧力小造成氣門反跳從而加大氣門與氣門座之間的應力是造成該問題的主要原因。在進行設計優(yōu)化之后，發(fā)動機性能得到相應改善。由此可知，氣門彈簧是閥系系統(tǒng)中的重中之重，單閥系運動學和動力學仿真可以對閥系能否正常工作進行評估，預知設計缺陷并及時進行優(yōu)化，縮短開發(fā)周期。

【關鍵詞】增壓發(fā)動機；valdyn；運動學；動力學；氣門彈簧

【中圖分類號】U464.13 【文獻標識碼】A 【文章編號】1674-0688（2017）04-0052-04

0 前言

配氣機構(gòu)是發(fā)動機的重要組成部分，也是發(fā)動機振動與噪聲來源之一。閥系動力學的好壞直接影響配氣機構(gòu)的振動、噪聲乃至機構(gòu)本身的強度[1]。由于配氣機構(gòu)的整個傳動鏈具有一系列的幾何形狀、剛度和質(zhì)量，工作時就會產(chǎn)生彈性變形，使位于傳動鏈末端氣門處的運動產(chǎn)生很大畸變，從而改變配氣機構(gòu)內(nèi)部零件之間的相互作用力，造成飛脫、反跳、應力過大等一系列問題。因此，有必要對內(nèi)燃機配氣機構(gòu)進行動力學計算，以便對其動力性能進行評價，并為配氣機構(gòu)的優(yōu)化設計提供理論依據(jù)[2]。本文針對某增壓發(fā)動機出現(xiàn)性能下降、氣門燒蝕等問題，基于valdyn軟件，建立單閥系一維模型，對其運動學和動力學進行仿真計算并評估，找出失效原因并進行優(yōu)化設計。

1 失效描述及原因分析

某增壓汽油發(fā)動機在開發(fā)過程中發(fā)現(xiàn)高轉(zhuǎn)速性能下降，后經(jīng)拆機發(fā)現(xiàn)排氣側(cè)氣門座磨損嚴重（如圖1所示），查找原因發(fā)現(xiàn)氣門彈簧沿用同排量自然吸氣發(fā)動機彈簧（之前經(jīng)過經(jīng)典公式計算，滿足要求），推測為彈簧力不足造成配氣機構(gòu)無法正常工作。后經(jīng)一維建模，進行單閥系動力學模擬仿真。結(jié)果顯示：氣門有反跳跡象，表明氣門彈簧力不足，造成氣門反跳和氣門關閉不嚴，從而造成漏氣現(xiàn)象，同時加大氣門落座力和氣門座圈磨損。

2 一維模型建立

2.1 搭建運動學和動力學模型

運動學主要分析計算在凸輪型線和彈簧作用下氣門的運動規(guī)律，以及在運動過程中各連接件之間的潤滑效果。按圖2搭建單閥系運動學模型。動力學是將各相對運動件的質(zhì)量、剛度，相互之間的阻尼和力對系統(tǒng)運動過程中的影響反映到仿真計算中，這樣能更加準確地描述系統(tǒng)運動的真實性。按圖3所示搭建發(fā)動機單閥系模型。

2.2 參數(shù)輸入

運動學輸入?yún)?shù)主要是輸入零件的幾何尺寸和相對位置關系，而動力學輸入?yún)?shù)主要是氣門、凸輪軸、挺柱等的當量質(zhì)量、剛度，以及各運動件之間的阻尼。此外，在運動學和動力學計算中，潤滑油的特性也是考慮范圍。在本文中，各零件質(zhì)量及幾何尺寸在UG中測量，零件的剛度和阻尼采用了經(jīng)典公式計算，潤滑油黏度為機油黏度，即0.008 pa.s，氣門最大升程為7.58 mm，彈簧預緊力為156 N，彈簧工作剛度為17.02 N/mm。

3 計算結(jié)果及分析

3.1 運動學計算結(jié)果及分析

3.1.1 緩沖段速度

緩沖段末端速度大小是影響閥系NVH性能和耐久的重要因素。緩沖段末端速度過大，氣門在上升階段所受撞擊大，NVH差，凸桃磨損大；如果速度太小，則造成氣門打開慢，不利于進排氣。經(jīng)仿真計算，緩沖段末端開啟側(cè)和關閉側(cè)速度均為0.234 m/s@5 400 rpm。滿足要求。

3.1.2 凸桃與挺柱之間最大接觸應力

這是評價閥系在相對運動過程中的受力影響，最大接觸應力大小直接影響凸桃的磨損，一般情況下將其控制在700 MPa最為理想。經(jīng)計算得知：最大接觸應力為623 MPa。

3.1.3 凸桃潤滑

（1）“0.4（2）桃尖“D&W”值、油膜厚度。桃尖一般是整個凸桃受力最大的地方，桃尖潤滑極為重要。計算結(jié)果顯示：桃尖“D&W”值為0.152；油膜厚度為0.031 9 um @1 000 rpm。滿足設計要求。

綜上所述，閥系運動學仿真結(jié)果滿足要求。

3.2 動力學計算結(jié)果及分析

3.2.1 動力學分析

（1）彈簧安全系數(shù)。彈簧安全系數(shù)是評價彈簧在閥系運動過程中是否會因強度不夠而產(chǎn)生失效的方法之一。

（2）氣門關閉后彈簧中點位移。發(fā)動機運轉(zhuǎn)過程中氣門關閉后彈簧中點位移不宜太大。位移太大會導致彈簧預緊力的波動，使得氣門有重新開啟的風險，同時也將影響彈簧和彈簧座的耐久性。

（3）氣門落座速度。氣門落座速度增大到一定程度就會出現(xiàn)氣門反跳及對氣門座產(chǎn)生沖擊，氣門反跳會加快氣門與氣門座之間的磨損，影響氣門的密封性能。

（4）氣門反跳高度。閥系系統(tǒng)具有一定的剛度和質(zhì)量，氣門落座之后都會發(fā)生不同程度的反跳，為了減小磨損和改善NVH性能，必須將反跳高度控制在一定的范圍內(nèi)。

（5）挺柱分離高度。挺柱分離高度是評價挺柱與凸桃之間是否發(fā)生“飛脫”現(xiàn)象的重要依據(jù)。

（6）氣門落座力。氣門落座力的大小直接影響氣門與氣門之間的磨損，一般情況下，要將其控制在6倍彈簧預緊力之下。

3.2.2 動力學計算結(jié)果

計算結(jié)果如圖4～圖10所示。

結(jié)果顯示：氣門落座之后，氣門升程發(fā)生輕微跳動，這就使得氣門座受力大幅度波動，主要出現(xiàn)在高轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，其他結(jié)果在可接受范圍內(nèi)。分析認為，這是由于彈簧預緊力不足，以至于在氣道壓力作用下氣門發(fā)生反跳。這種情況可以通過增大彈簧預緊力的措施進行改善。

4 設計優(yōu)化

增壓發(fā)動機缸壓和氣道壓力一般比自然吸氣發(fā)動機高，因此在氣門彈簧設計上需要增大彈簧預緊力和剛度來實現(xiàn)氣門正常開啟和關閉。經(jīng)過一番計算之后，決定采用改變彈簧阻尼圈數(shù)來改變剛度得到以下2種方案的彈簧進行仿真計算，確認方案可行性（見表1）。

5 優(yōu)化結(jié)果與驗證

將優(yōu)化后的兩組彈簧帶入模型進行計算，發(fā)現(xiàn)運動學和動力學結(jié)果良好。氣門落座力結(jié)果和氣門關閉后的升程都得到了很好的改善，這樣就可以避免氣門在關閉之后由于反跳而造成的密封不嚴和磨損，結(jié)果如圖11～圖16所示。

方案對比分析：方案二挺柱的接觸應力過大，容易造成凸桃磨損，方案一接觸應力較小，故選擇第一種方案。

彈簧經(jīng)過優(yōu)化設計后，裝配到發(fā)動機中進行實驗驗證，發(fā)現(xiàn)高轉(zhuǎn)速性能有所改善，拆機后氣門和氣門座之間磨損有所減小，這也證明了我們之前的推測是正確的。

6 結(jié)語

配氣機構(gòu)的作用是按照發(fā)動機每一氣缸內(nèi)所進行的工作循環(huán)和點火次序的要求，定時開啟和關閉各氣缸的進、排氣門，使新鮮充量（汽油機為可燃混合氣、柴油機為空氣）得以及時進入氣缸，而廢氣得以及時從氣缸排出；在壓縮和膨脹行程中，保證燃燒室的密封。氣門彈簧是克服在氣門關閉過程中氣門及轉(zhuǎn)動件的慣性力；防止各轉(zhuǎn)動件之間因慣性力的作用而產(chǎn)生間隙，保證氣門及時落座并緊緊貼合；防止氣門在發(fā)動機振動時產(chǎn)生跳動，破壞其密封性。因此，氣門彈簧在當今發(fā)動機設計開發(fā)中有著舉足輕重的作用。彈簧力的大小直接影響發(fā)動機運動學和動力學結(jié)果。彈簧力太大，造成應力大，容易造成磨損，彈簧力太小，造成飛脫和反跳，從而影響發(fā)動機和NVH性能。因此，在發(fā)動機開發(fā)過程中，選用合適的彈簧是非常必要的。與此同時，為了能夠提前預知配氣機構(gòu)的設計的可行性，必須進行閥系動力學模擬仿真計算，這樣就可以大大縮短發(fā)動機的設計開發(fā)周期。

參 考 文 獻

[1]尚漢冀.內(nèi)燃機配氣凸輪機構(gòu)——設計和計算[M].上海：復旦大學出版社，1988.

[2]郭自強.基于Atkinson循環(huán)混合動力車用發(fā)動機的仿真及優(yōu)化設計[D].北京：中國科學技術信息研究所，2011.

[3]楊興共，阮仁宇，劉芯娟.某發(fā)動機單閥系動力學分析[J].汽車實用技術，2016（7）.