基于CAD/CAE集成的發(fā)動機配氣機構(gòu)數(shù)值研究

朱文波，蔣軼謙,程 艷

（上汽通用五菱汽車股份有限公司，廣西柳州545007）

在提升汽車研發(fā)能力的眾多因素中，以CAD/CAE為核心的數(shù)字化產(chǎn)品開發(fā)，可以說是其中最為重要的一個環(huán)節(jié)，被認為是繼福特流水線、豐田精益生產(chǎn)方式之后，汽車工業(yè)具有革命意義的重大技術(shù)進步。

以CAD/CAE集成技術(shù)為核心的仿真驅(qū)動設計技術(shù)的應用，使得汽車制造中新產(chǎn)品開發(fā)周期大為縮短，同時也使得以往時間中的一些經(jīng)驗知識，可以以量化的形式出現(xiàn)，使得產(chǎn)品的開發(fā)效率更高[1]。

發(fā)動機是整車研究技術(shù)中含量最高、最核心的技術(shù)，而配氣機構(gòu)作為發(fā)動機的重要組成部分，其性能的好壞，直接影響到發(fā)動機的動力性、經(jīng)濟性、可靠性，并對發(fā)動機噪聲與振動產(chǎn)生直接影響[2]。因此，對配氣機構(gòu)的CAD/CAE集成的研究和應用非常重要。本文將通過一種四缸發(fā)動機配氣機構(gòu)的設計和分析，來說明CAD/CAE集成的數(shù)值研究。

1 發(fā)動機配氣機構(gòu)設計分析流程

發(fā)動機配氣機構(gòu)的設計和分析，包括配氣機構(gòu)的三維參數(shù)化設計、配氣機構(gòu)運動學和動力學分析、發(fā)動機換氣過程的優(yōu)化、凸輪軸強度校核、發(fā)動機噪聲和振動的分析、配氣機構(gòu)優(yōu)化。具體流程如圖1所示。

先在根據(jù)相關(guān)參數(shù)在Pro/E中進行配氣機構(gòu)的總成設計和零部件設計，然后對設計的配氣機構(gòu)進行運動學分析和動力學分析，得到配氣機構(gòu)的動力學特性，并根據(jù)分析結(jié)果，決定是否進行相應的優(yōu)化，同時對發(fā)動機的換氣性能、凸輪軸強度校核、疲勞分析、噪聲振動分析，并根據(jù)分析結(jié)果進行相應的優(yōu)化，最好將優(yōu)化的結(jié)果反饋到設計中，完成配氣機構(gòu)的最終設計。

圖1 配氣機構(gòu)設計分析流程

2 發(fā)動機配氣機構(gòu)設計

配氣機構(gòu)設計，包括總成設計和零部件設計?？偝稍O計根據(jù)總體輸入?yún)?shù)確定配氣機構(gòu)基本布置結(jié)構(gòu)，如氣門驅(qū)動形式（直接驅(qū)動和搖臂驅(qū)動式等）、氣門間隙的調(diào)整方式等。并根據(jù)相關(guān)理論和計算公式，得到氣門直徑、氣門升程、氣門錐角、馬赫指數(shù)、氣門彈簧特性及基本尺寸、凸輪軸直徑、凸輪軸承直徑等參數(shù)。在基本參數(shù)確定后，就在Pro/E中進行參數(shù)化建模，參數(shù)化骨架和模型如圖2和圖3所示。

圖2 配氣機構(gòu)參數(shù)化Pro/E骨架模型

圖3 配氣機構(gòu)參數(shù)化Pro/E模型

圖4 配氣機構(gòu)具體設計流程

3 配氣機構(gòu)設計運動學動力學分析

要保證發(fā)動機具有良好工作性能，配氣機構(gòu)就要滿足相應的要求。通常從以下幾個方面來評價配氣機構(gòu)的性能[3]。

（1）準確的配氣正時；

（2）良好的換氣性能；

（3）工作平穩(wěn)，振動和噪聲較?。?/p>

（4）最大接觸應力不應過大；

（5）凸輪應有良好的潤滑特性；

（6）氣門與活塞不能發(fā)生干涉。

要滿足以上要求，應該對配氣機構(gòu)進行運動學和動力學分析。應用AVL-Timing Drive軟件可以對配氣機構(gòu)進行運動學、動力學分析及配氣機構(gòu)優(yōu)化。

鑒于中外人文社會背景存在差異，為避免研究結(jié)果交叉融合，本研究只納入國內(nèi)實習護生在臨床實習期間的認知、體驗、期望或需求相關(guān)研究文獻，國外實習護生真實體驗未予以研究。且本次納入的質(zhì)性研究均未考慮研究者對研究的潛在影響，有待日后進一步改進。

該四缸發(fā)動機配氣機構(gòu)運動學分析模型如圖5所示。

圖5 配氣機構(gòu)運動學分析模型

配氣機構(gòu)運動學動力學分析流程如圖6所示。

圖6 配氣機構(gòu)運動學動力學分析流程

根據(jù)運動學動力學分析的結(jié)果，我們可以決定是否優(yōu)化，并且如何優(yōu)化配氣機構(gòu)。

4 凸輪軸強度校核及疲勞分析

作為配氣機構(gòu)中質(zhì)量最大、功能最重要的零件，凸輪軸應具有足夠高的剛度和強度，同時在輕量化設計的要求下，也應該使其質(zhì)量保持在一個較低的水平。為了同時滿足這兩個相互矛盾的設計要求，需要對凸輪軸進行有限元分析[4]。

此外，對承受周期性動態(tài)載荷的凸輪軸來說，疲勞破壞是最為重要的破壞形式之一，需引起足夠的重視[5]。

在有限元分析軟件ABAQUS中進行凸輪軸網(wǎng)格劃分，賦予相應的材料屬性，并將配氣機構(gòu)運動學和動力學分析得到的凸輪軸的載荷邊界條件，如軸承對凸輪軸的力及搖臂（或挺柱）對凸輪的反力等施加在凸輪軸中，就可以計算得到凸輪軸的應力分布情況，如圖7所示。

圖7 凸輪軸在某工況下的應力分布圖

疲勞分析通常分為兩類：

一類是疲勞安全因子計算，用來評估結(jié)構(gòu)是否會發(fā)生疲勞破壞，疲勞安全因子為1則表示應力振幅大約是疲勞極限；

在獲得凸輪軸瞬態(tài)應力數(shù)據(jù)后，便可采用基于有限元方法的疲勞分析軟件FEMFAT，對結(jié)果進行疲勞預測。圖8為凸輪軸的疲勞安全因子分布。

圖8 凸輪軸的疲勞安全因子分布

5 發(fā)動機換氣過程優(yōu)化

設計合理的配氣機構(gòu)，應具有良好的換氣性能，進氣充分，排氣徹底，即具有較大的時面值，泵氣損失小，配氣正時恰當[6]。換氣性能的好壞及優(yōu)化，可以在發(fā)動機性能計算軟件GT-POWER中進行，先建立發(fā)動機整機GT-POWER模型。

將配氣機構(gòu)運動學、動力學分析中得到的氣門升程曲線，輸入到GT-POWER模型中的氣門模塊，在模型中通過優(yōu)化氣門升程、配氣相位、氣門間隙等，使發(fā)動機具有良好的換氣性能。

通過GT-POWER模擬計算，可以得到優(yōu)化前后的發(fā)動機扭矩、功率等性能，也可以得到優(yōu)化前后發(fā)動機充氣效率、泵氣損失、氣道空氣流量等，通過GT-POWER計算得到的優(yōu)化氣門升程曲線前后發(fā)動機充氣效率對比曲線如圖9所示。

圖9 發(fā)動機充氣效率對比曲線

6 配氣機構(gòu)的噪聲分析

內(nèi)燃機配氣機構(gòu)噪聲，可分為氣門桿與搖臂的撞擊噪聲、氣門落座噪聲、鏈條噪聲以及摩擦振動噪聲（軸承）等[7]。AVL-EXCITE、ANSYS和 SYSNOISE軟件，將用于配氣機構(gòu)的噪聲與振動分析。先在AVL-EXCITE中建立發(fā)動機多體動力學分析模型（如圖10所示）。

圖10 發(fā)動機EXCITE多體動力學模型

將配氣機構(gòu)運動學動力學分析得到的凸輪軸支承力、氣門彈簧力、氣門落座力等邊界條件輸入到EXCITE中，根據(jù)此模型進行多體動力學分析后可以得到各個體之間的相互作用力，將相互作用力作為響應分析的力邊界條件，并結(jié)合ANSYS有限元分析，得到發(fā)動機的節(jié)點位移，進行強迫響應分析得到主自由度點的位移邊界，然后再回到有限元程序中進行數(shù)據(jù)恢復，得到有限元模型全部節(jié)點在頻域上的位移、速度、加速度分布，作為下一步輻射生場分析的輸入邊界。

利用NOISE的邊界元計算得到發(fā)動機的輻射聲場，同時提取缸蓋罩的連接螺栓處主自由度的位移信息，作為缸蓋罩精細模型的激勵，再進行有限元和邊界元的聯(lián)合求解，得到缸蓋罩模型的輻射噪聲情況。缸蓋罩的計算聲強分布如圖11所示?？梢愿鶕?jù)計算得到的缸蓋罩聲強分布情況，對發(fā)動機缸蓋罩及配氣機構(gòu)的相關(guān)部件進行優(yōu)化。

圖11 缸蓋罩計算聲強分布

7 配氣機構(gòu)的優(yōu)化結(jié)果的綜合分析

根據(jù)以上各部分對配氣機構(gòu)的分析和優(yōu)化結(jié)果，并綜合考慮各方面的要求和側(cè)重點，對優(yōu)化結(jié)果進行綜合分析，最終確定配氣機構(gòu)的優(yōu)化方案，并將其反饋到配氣機構(gòu)的設計中，對配氣機構(gòu)的設計進行相應的優(yōu)化和修改。

8 結(jié)束語

探討了一種基于CAD/CAE集成開發(fā)的發(fā)動機配氣機構(gòu)數(shù)值研究的思路和流程；對配氣機構(gòu)設計、運動學動力學分析、發(fā)動機換氣過程優(yōu)化、凸輪軸有限元分析、噪聲振動分析進行了比較詳細的說明；可以為配氣機構(gòu)的設計、分析、優(yōu)化提供參考和借鑒。

[1]韓同群.CAD/CAE集成技術(shù)在內(nèi)燃機設計中的應用[J].湖北汽車工業(yè)學院學報，2006，20(1)：17-21.

[2]陳家瑞.汽車構(gòu)造[M].北京：機械工業(yè)出版社，2005.

[3]尚漢冀.發(fā)動機配氣凸輪機構(gòu)設計與計算[M].上海：復旦大學出版社，1988.

[4]康黎云，司慶九.凸輪軸強度有限元分析[A].2007年MSC.Software中國用戶論文集[C].北京：美國MSC公司，2007.

[5]王 遠，張家璽，朱會田，等.凸輪軸動力學及多軸疲勞分析研究[J].內(nèi)燃機工程，2010，31（1）：104—107.

[6]路瓊瓊，李 智，雷 晶.內(nèi)燃機配氣機構(gòu)計算現(xiàn)狀及發(fā)展[J].機械，2009，36（4）：1-4.

[7]李香梅.柴油機配氣機構(gòu)的機械噪聲研究[D].哈爾濱：哈爾濱工程大學，2007.