氣門機構(gòu)動力學(xué)仿真與試驗研究

(1. 上海汽車集團股份有限公司技術(shù)中心，上海 201804；2. 上海市汽車動力總成重點實驗室,上海 201804)

0 前言

氣門機構(gòu)也稱配氣機構(gòu)，主要用來保證氣缸內(nèi)充氣效率高、換氣損失小，使得發(fā)動機有良好的動力性和經(jīng)濟性，同時，要求其本身工作平穩(wěn)可靠，噪聲低。氣門機構(gòu)的任務(wù)是實現(xiàn)換氣過程，即根據(jù)發(fā)動機氣缸的工作順序，定時開啟和關(guān)閉進、排氣門，以保證排出廢氣和吸入新鮮空氣。

近年來，關(guān)于氣門機構(gòu)動力學(xué)仿真計算研究較多，發(fā)展?jié)u趨成熟，作為傳統(tǒng)發(fā)動機的重要組成部分，對氣門機構(gòu)動力學(xué)仿真計算進行試驗驗證并開展相關(guān)指導(dǎo)設(shè)計已經(jīng)顯得尤為重要。

本文利用一維軟件RICARDO/VALDYN，采用一維與三維相結(jié)合的方法建立了氣門機構(gòu)動力學(xué)模型，并與試驗結(jié)果進行了對比。且在現(xiàn)有基礎(chǔ)上對影響動力學(xué)性能的關(guān)鍵參數(shù)進行了研究，為今后的氣門機構(gòu)動力學(xué)仿真計算提供了指導(dǎo)和參考。

1 氣門機構(gòu)動力學(xué)分析

氣門機構(gòu)動力學(xué)，就是根據(jù)作用在彈性系統(tǒng)中各構(gòu)件上的力的平衡關(guān)系，并考慮系統(tǒng)中的阻尼、間隙、脫離，落座等各種因素，建立氣門運動微分方程并進行求解的一種計算方法。氣門機構(gòu)動力學(xué)分析主要是考察凸輪飛脫、氣門落座、氣門彈簧振動等動態(tài)特性，動態(tài)特性的好壞直接影響著發(fā)動機振動噪聲，以及工作的可靠性，因此動態(tài)特性對氣門機構(gòu)動力學(xué)的研究有重大意義。

1.1 數(shù)學(xué)模型

氣門機構(gòu)動力學(xué)計算是將復(fù)雜的零部件簡化成等效的數(shù)學(xué)模型，然后采用不同的理論方法進行求解計算。氣門機構(gòu)動力學(xué)計算中常用的數(shù)學(xué)模型包括單質(zhì)量模型和多質(zhì)量模型等。

單質(zhì)量模型即單自由度模型，其單自由度系統(tǒng)運動學(xué)微分方程為

(1)

式中，m為質(zhì)量，c為阻尼，k為剛度，u(t)為位移，f(t)為激勵力。

為了考慮高階振動的影響，細致描述各驅(qū)動零件的運動規(guī)律，往往采用多自由度模型，特別是氣門彈簧，每一圈離散為多個質(zhì)量點，計算得到每個質(zhì)量點的運動和受力。多自由度系統(tǒng)運動微分方程為：

(2)

式中，M為質(zhì)量矩陣，c為阻尼矩陣，k為剛度矩陣，u(t)為位移向量，f(t)為激勵力向量。

1.2 動力學(xué)仿真模型

根據(jù)現(xiàn)有氣門機構(gòu)的幾何布置、質(zhì)量慣量、剛度和阻尼等參數(shù)采用軟件RICARDO/VALDYN搭建了氣門機構(gòu)動力學(xué)仿真模型(圖1)。氣門機構(gòu)動力學(xué)模型主要包括凸輪搖臂、液壓挺柱、氣門總成和氣門彈簧等，其中搖臂和液壓挺柱模型主要由供應(yīng)商提供，氣門彈簧則可以自行設(shè)計或采用供應(yīng)商提供的數(shù)據(jù)。凸輪形狀一般由型線設(shè)計得到。圖1為某一發(fā)動機搖臂式氣門機構(gòu)動力學(xué)仿真分析模型，其中搖臂采用柔性體。為了方便計算而采用相對坐標系，以液壓挺柱球頭中心為零點。

1.3 動力學(xué)仿真與試驗對比

按照以上單氣門機構(gòu)的建模方法，可以得出動力學(xué)氣門升程、氣門速度以及凸輪接觸力等動力學(xué)仿真結(jié)果，圖2為某發(fā)動機在6 600 r/min高轉(zhuǎn)速下的仿真結(jié)果與試驗的對比情況。

圖1 氣門機構(gòu)動力學(xué)仿真模型示意圖

圖2 氣門升程測試

從圖2可知，氣門升程的差異較小，兩者之差滿足工程應(yīng)用標準，有很好的可比性。圖3顯示，氣門速度和落座速度均有高度的一致性。

圖3 氣門速度測試

圖4 凸輪接觸力測試

從圖4可以看出，接觸力峰值和波形吻合度很高。

綜上所述，仿真結(jié)果與試驗結(jié)果有高度的一致性，滿足工程應(yīng)用的要求，同時也驗證了氣門機構(gòu)仿真模型的正確性，說明該仿真模型可以用于指導(dǎo)設(shè)計。

2 參數(shù)化研究

由于仿真模型與試驗有高度的一致性，能較好地指導(dǎo)設(shè)計，為了進一步提升氣門機構(gòu)動力學(xué)性能，避免在開發(fā)后期出現(xiàn)問題，對幾個關(guān)鍵參數(shù)進行了研究。

2.1 氣門升程緩沖段對氣門落座的影響

凸輪型線的設(shè)計對氣門機構(gòu)動力學(xué)性能影響很大，而緩沖段的設(shè)計直接影響氣門落座的好壞。圖5為不同氣門升程對比示意圖,圖6為對應(yīng)的氣門加速度對比示意圖，從圖中可以看出兩者升程差別很小，但緩沖段相對于更改前有所降低。

圖5 運動學(xué)氣門升程對比

圖6 運動學(xué)氣門加速度的對比

兩個不同升程代入氣門機構(gòu)動力學(xué)模型后發(fā)現(xiàn)氣門落座速度和氣門落座力都有明顯的改變。圖7和圖8分別示出了氣門落座速度和氣門落座力的對比情況。

圖7 氣門落座速度對比

圖8 氣門落座瞬間受力對比

從動力學(xué)對比結(jié)果來看，對于該款機型的進氣側(cè)，隨著氣門升程緩沖段降低后，氣門落座速度明顯降低，氣門瞬時落座力也有著不同程度的降低，說明合理的調(diào)整緩沖段對氣門座的磨損有好處。

2.2 氣門彈簧余隙對彈簧顫振的影響

彈簧余隙指代彈簧最大升程位置到彈簧完全壓縮位置之間的距離。從理論上來講，彈簧余隙過大，彈簧偏長，彈簧顫振就會變大，但彈簧余隙不能無限制減小，一般需要控制在1.5～2.5 mm之間。圖9為不同彈簧余隙對應(yīng)的氣門彈簧顫振對比圖，可以看出控制彈簧余隙可以減小彈簧顫振。

圖9 不同彈簧余隙對應(yīng)的氣門彈簧顫振振幅

2.3 安裝高度在剛度曲線中所處的位置對氣門彈簧顫振的影響

目前，發(fā)動機上大多采用兩級剛度彈簧和漸變剛度彈簧，對于漸變剛度彈簧，安裝高度處于剛度漸變開始即可，而對于兩級剛度彈簧則建議安裝高度處于一級到兩級剛度之間的某個位置。圖10為彈簧剛度曲線對比示意圖,圖11為安裝高度處于不同位置的彈簧顫振對比圖。從圖8可知，安裝高度在剛度曲線中所處位置的更改使得彈簧顫振現(xiàn)象得以明顯改善。

圖10 彈簧剛度曲線對比

圖11 不同彈簧剛度曲線對應(yīng)的彈簧顫振振幅

2.4 氣門彈簧顫振對彈簧安全系數(shù)的影響

彈簧安全系數(shù)與彈簧顫振影響到彈簧安全系數(shù)，減小彈簧顫振有利于增加彈簧安全系數(shù)，從圖12中的彈簧安全系數(shù)與彈簧顫振的相互關(guān)系來看，彈簧安全系數(shù)幾乎和彈簧顫振成正比關(guān)系，因此改善彈簧顫振是提高彈簧安全系數(shù)的一個重要措施。

圖12 彈簧安全系數(shù)與彈簧顫振振幅的關(guān)系圖

2.5 凸輪型線豐滿系數(shù)對彈簧顫振的影響

通常認為彈簧顫振受自身結(jié)構(gòu)以及設(shè)計參數(shù)影響較大，同時凸輪型線對彈簧顫振影響也很大。圖13為凸輪型線更改前后對應(yīng)的加速度傅里葉變化對比圖，圖14為型線更改前后彈簧顫振的對比圖。

圖13 加速度傅里葉變化幅值

從圖13可以看出，優(yōu)化型線傅里葉變化后的幅值較之前有所減小，主要表現(xiàn)在5.5階(轉(zhuǎn)速6 660 r/min)、7階(轉(zhuǎn)速5 237 r/min)、7.5階(轉(zhuǎn)速4 888 r/min)，9階(轉(zhuǎn)速4 073r/min)其對應(yīng)的彈簧顫振變化也有不同程度的減小。因而優(yōu)化凸輪型線，減小凸輪加速度傅里葉變化幅值有利于降低彈簧顫振。在滿足性能要求的前提下，適當調(diào)整凸輪升程是改善彈簧顫振的一個重要措施。

3 結(jié)語

本文結(jié)合試驗和仿真分析的對比情況，證實了氣門機構(gòu)動力學(xué)仿真模型的正確性，指出了該模型的計算結(jié)果可以用于指導(dǎo)設(shè)計。為了進一步提升氣門機構(gòu)動力學(xué)性能，避免在開發(fā)后期出現(xiàn)問題，本文對影響氣門機構(gòu)動力學(xué)的關(guān)鍵因素進行了分析。具體總結(jié)如下：(1)仿真與試驗結(jié)果具有高度的一致性；(2)氣門升程緩沖段的設(shè)計直接影響了氣門落座的好壞，適當優(yōu)化氣門升程緩沖段能夠有效降低氣門落座速度和氣門瞬間落座力；(3)彈簧顫振受自身結(jié)構(gòu)以及設(shè)計參數(shù)影響較大，其中彈簧余隙和安裝高度處在剛度曲線中的位置是影響氣門彈簧顫振的重要因素；(4)彈簧顫振增加會影響彈簧安全系數(shù)；(5)在滿足性能要求的前提下，適當調(diào)整凸輪型線的設(shè)計可在一定程度上改善彈簧顫振。

圖14 不同型線對應(yīng)的彈簧顫振