機(jī)械挺柱與液壓挺柱配氣機(jī)構(gòu)動力學(xué)分析及評價

韓佩良，王延榮，張麗，孫亞奇，劉旭康

摘要： 以某型柴油機(jī)配氣機(jī)構(gòu)為研究對象，將原機(jī)械挺柱改為液壓挺柱，設(shè)計新狀態(tài)凸輪型線，改良配氣機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)，基于AVL EXCITE Timing Drive軟件建立液壓挺柱配氣機(jī)構(gòu)運動學(xué)與動力學(xué)模型，對液壓挺柱配氣機(jī)構(gòu)進(jìn)行動力學(xué)分析。在全轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)開展液壓挺柱與機(jī)械挺柱配氣機(jī)構(gòu)動態(tài)特性測試，動態(tài)特性測試與動力學(xué)性能仿真均表明，液壓挺柱配氣機(jī)構(gòu)落座沖擊載荷與落座速度小于機(jī)械挺柱配氣機(jī)構(gòu)，且預(yù)測值與實測值誤差小于6.7%，驗證了配氣機(jī)構(gòu)動力學(xué)測試方法的合理性與分析評價方法的準(zhǔn)確性。

關(guān)鍵詞： 配氣機(jī)構(gòu)；液壓挺柱；機(jī)械挺柱；運動學(xué)特性；動力學(xué)特性

DOI： 10.3969/j.issn.1001-2222.2024.02.005

中圖分類號：TK423.4文獻(xiàn)標(biāo)志碼： B文章編號： 1001-２２２２（２０24）０2-００33-０6

隨著柴油機(jī)技術(shù)不斷發(fā)展，大型復(fù)雜機(jī)械裝備對柴油機(jī)動力提出“高功率密度、高可靠性、輕量化、長壽命”的迫切需求。某柴油機(jī)采用機(jī)械挺柱配氣機(jī)構(gòu)時，整機(jī)臺架試驗過程中暴露出氣門座圈磨損過快，配氣機(jī)構(gòu)維護(hù)周期過短等問題。研究發(fā)現(xiàn)，采用傳統(tǒng)氣門-氣門座摩擦副材料匹配的方法對于故障解決收效甚微，其問題本質(zhì)在于發(fā)動機(jī)強(qiáng)化程度提高，配氣機(jī)構(gòu)承受作用力增大，故需要優(yōu)化配氣機(jī)構(gòu)動力性能，從而減小氣門落座沖擊，改善氣門座圈磨損狀況。

配氣機(jī)構(gòu)控制發(fā)動機(jī)整個換氣過程，對整機(jī)動力性、經(jīng)濟(jì)性、振動與噪聲具有極其重要的影響［1］。對于機(jī)械挺柱配氣機(jī)構(gòu)，在發(fā)動機(jī)初裝時會預(yù)留定量氣門間隙，以補(bǔ)償零件受熱膨脹后的變形量。配氣機(jī)構(gòu)在工作過程中承受較大的沖擊載荷，運轉(zhuǎn)一定周期后由于零部件的磨損會使氣門間隙逐漸增大，進(jìn)而導(dǎo)致氣門開啟滯后，有效升程減小，振動加劇，噪聲增大，功率下降，嚴(yán)重時甚至?xí)?dǎo)致氣門撞擊活塞，引發(fā)重大故障。所以需要定期調(diào)整氣門間隙，使其處于正常工作狀態(tài)。

液壓挺柱通過調(diào)整自身長度使配氣機(jī)構(gòu)實時工作在零間隙狀態(tài)，有效降低氣門關(guān)閉時的沖擊載荷，緩解零部件磨損，實現(xiàn)配氣機(jī)構(gòu)全壽命周期內(nèi)的免維護(hù)，同時能夠降低配氣機(jī)構(gòu)工作噪聲，提高充氣效率，提升發(fā)動機(jī)工作品質(zhì)［2］。

本研究針對某型柴油機(jī)，將原機(jī)械挺柱改為液壓挺柱，設(shè)計新狀態(tài)凸輪型線，并根據(jù)新布置的配氣機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)，對液壓挺柱配氣機(jī)構(gòu)進(jìn)行動力學(xué)仿真分析，對比機(jī)械挺柱配氣機(jī)構(gòu)動力學(xué)仿真結(jié)果，結(jié)合部件試驗臺上動力學(xué)性能試驗測試，評價液壓挺柱工作狀態(tài)及兩種方案配氣機(jī)構(gòu)的動態(tài)特性。

1配氣機(jī)構(gòu)運動學(xué)仿真分析

1.1運動學(xué)分析模型搭建

針對發(fā)動機(jī)配氣機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計，運動學(xué)與動力學(xué)研究為該領(lǐng)域主導(dǎo)方向。配氣機(jī)構(gòu)運動學(xué)與動力學(xué)研究范圍廣泛，主要內(nèi)容包括凸輪型線設(shè)計［3-7］以及配氣機(jī)構(gòu)計算分析與綜合研究［8-14］。其中，配氣機(jī)構(gòu)運動學(xué)模擬計算為整個配氣機(jī)構(gòu)設(shè)計與優(yōu)化奠定基礎(chǔ)，其主要目的在于探究配氣機(jī)構(gòu)凸輪型線與挺柱或氣門等從動件運動規(guī)律之間的聯(lián)系，從而在此基礎(chǔ)上進(jìn)行動力學(xué)分析［15］。

對于由凸輪軸驅(qū)動的配氣機(jī)構(gòu)系統(tǒng)，凸輪型線對配氣機(jī)構(gòu)的工作具有決定性影響。本配氣機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)形式為單頂置凸輪軸叉型滾輪搖臂四氣門結(jié)構(gòu)，凸輪軸轉(zhuǎn)角θ與從動件升程h之間的關(guān)系如下：

h=fθ。（1）

凸輪軸以角速度ω勻速旋轉(zhuǎn)，其轉(zhuǎn)角θ=ωt。則從動件升程h與時間t的關(guān)系可表示為

h=gt。（2）

進(jìn)一步可推導(dǎo)出氣門的運動規(guī)律為

ht=i·h-x0，h′t=dhtdt，h″t=d2htdt2。（3）

式中：ht為氣門升程；h′t為氣門速度（升程一階導(dǎo)數(shù)）；h″t為氣門加速度（升程二階導(dǎo)數(shù)）；i為搖臂比；h為從動件升程；x0為氣門間隙。

AVL EXCITE Timing Drive是一款應(yīng)用于配氣機(jī)構(gòu)運動學(xué)與動力學(xué)模擬計算的專業(yè)軟件，同時還可以對凸輪型線進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計。根據(jù)本機(jī)配氣機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)形式，基于AVL EXCITE Timing Drive軟件搭建配氣機(jī)構(gòu)運動學(xué)計算模型，如圖1所示。車用發(fā)動機(jī)2024年第2期2024年4月韓佩良， 等： 機(jī)械挺柱與液壓挺柱配氣機(jī)構(gòu)動力學(xué)分析及評價

1.2運動學(xué)特性評價

凸輪型線工作段直接決定氣門運動規(guī)律，工作段的形狀是影響配氣機(jī)構(gòu)性能的關(guān)鍵因素。本液壓挺柱配氣機(jī)構(gòu)凸輪型線工作段采用ISAC-氣門分段加速度函數(shù)設(shè)計方法，緩沖段采用余弦函數(shù)（常用于氣門間隙較小或帶液壓間隙調(diào)節(jié)器的高速機(jī)），可有效降低緩沖段終點處升程變化率。

新設(shè)計的液壓狀態(tài)進(jìn)、排氣凸輪型線特性曲線如圖2和圖3所示，凸輪型線的主要參數(shù)如表1所示。

由圖2和圖3中的進(jìn)、排氣凸輪型線特性曲線可知，進(jìn)、排氣凸輪升程和速度曲線都較為光滑，且凸輪升程均在180°處取得最大值。其加速度曲線存在輕微波動，但進(jìn)、排氣凸輪的最大躍度均小于1 000 mm/rad3，說明氣門運動平穩(wěn)性較好，滿足從動件振動響應(yīng)要求。

由表1可知，進(jìn)、排氣門升程豐滿系數(shù)均大于0.5，滿足整機(jī)性能要求；進(jìn)、排氣凸輪均不存在負(fù)曲率半徑，滿足制造工藝要求；凸輪與從動件接觸應(yīng)力小于常規(guī)鋼-鋼接觸的滾子從動件許用應(yīng)力1 300～1 500 MPa；進(jìn)、排氣門最小彈簧裕度均大于1.2，滿足發(fā)動機(jī)使用要求。

2配氣機(jī)構(gòu)動力學(xué)仿真分析

2.1動力學(xué)分析模型搭建

在進(jìn)行運動學(xué)分析中，由于將整個機(jī)構(gòu)視為剛性，不考慮配氣機(jī)構(gòu)彈性變形與振動，因而不足以準(zhǔn)確描述各傳動部件的運動規(guī)律和配氣機(jī)構(gòu)的振動情況，因此，要在運動學(xué)分析的基礎(chǔ)上進(jìn)行考慮各部分彈性變形的動力學(xué)計算。配氣機(jī)構(gòu)動力學(xué)分析的主要目的是研究各零部件之間的接觸對配氣機(jī)構(gòu)可靠性、穩(wěn)定性以及零部件耐久性的影響，校核配氣機(jī)構(gòu)中各零部件的剛度［16］。

本研究分析標(biāo)定轉(zhuǎn)速工況下配氣機(jī)構(gòu)各零部件工作狀態(tài)，根據(jù)本機(jī)配氣機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)形式，基于AVL EXCITE Timing Drive軟件搭建配氣機(jī)構(gòu)動力學(xué)計算模型，如圖4所示。

2.2動力學(xué)特性評價

2.2.1氣門升程、速度分析

進(jìn)、排氣門升程、速度、落座速度曲線如圖5至圖6所示。由圖5可以看出，凸輪升程曲線開啟側(cè)與關(guān)閉側(cè)光順性良好，不存在波動或二次開啟的現(xiàn)象。從圖6速度曲線可以看出，進(jìn)、排氣門的最大落座速度分別為0.238 m/s與0.206 m/s，在發(fā)動機(jī)標(biāo)定轉(zhuǎn)速工況下，進(jìn)、排氣門落座速度均小于工程要求值（0.5 m/s），說明進(jìn)、排氣門均無較大沖擊，氣門與氣門座圈磨損較小。

2.2.2氣門落座沖擊分析

在進(jìn)、排氣門落座時，氣門由運動狀態(tài)轉(zhuǎn)換為靜止?fàn)顟B(tài)，此變化過程中氣門與氣門座圈發(fā)生碰撞，形成較大的沖擊載荷。從圖7和圖8氣門落座力曲線可以看出，氣門承受最高燃燒壓力時，氣門座圈所受沖擊載荷達(dá)到峰值。在發(fā)動機(jī)標(biāo)定轉(zhuǎn)速工況下，進(jìn)、排氣門關(guān)閉時刻的最大落座沖擊載荷分別為1 121 N與933 N，均未達(dá)到6倍彈簧預(yù)緊力。落座后，氣門在氣門彈簧的作用下，在一定的凸輪軸轉(zhuǎn)角內(nèi)，落座力以彈簧預(yù)緊力為基準(zhǔn)上下波動。

2.2.3凸輪與從動件接觸應(yīng)力分析

由圖9進(jìn)、排氣凸輪與滾輪接觸應(yīng)力曲線可以看出，在發(fā)動機(jī)標(biāo)定轉(zhuǎn)速工況下，進(jìn)、排氣凸輪與滾輪最大接觸應(yīng)力分別為775 MPa與1 542 MPa，進(jìn)、排氣凸輪均未發(fā)生飛脫反跳現(xiàn)象。常規(guī)鋼-鋼接觸的滾子從動件許用應(yīng)力為1 300～1 500 MPa，由于本配氣機(jī)構(gòu)滾輪采用滾針軸承，故可允許的接觸應(yīng)力值增加一倍，因此進(jìn)、排氣凸輪與滾輪的接觸應(yīng)力均在許用范圍內(nèi)。

2.2.4氣門彈簧動力學(xué)特性分析

在分析氣門彈簧升程與受力時，將氣門彈簧離散成6質(zhì)點，分別選取某一進(jìn)、排氣門的氣門彈簧，其質(zhì)點升程曲線與質(zhì)點力曲線如圖10和圖11所示。圖中進(jìn)、排氣門彈簧的第6質(zhì)點為固定在缸蓋上的不動點。由圖可知，在發(fā)動機(jī)標(biāo)定轉(zhuǎn)速工況下，進(jìn)、排氣門彈簧在工作過程中彈性質(zhì)點各自運動軌跡彼此分離并未重合，且質(zhì)點力值穩(wěn)定波動，氣門彈簧動力學(xué)特性良好，沒有發(fā)生并圈現(xiàn)象。

2.2.5配氣機(jī)構(gòu)動力學(xué)特性對比

表2列出了液壓挺柱配氣機(jī)構(gòu)與機(jī)械挺柱配氣機(jī)構(gòu)動力學(xué)仿真分析結(jié)果。由表2可見，液壓挺柱配氣機(jī)構(gòu)凸輪與滾輪接觸應(yīng)力略高于機(jī)械方案，氣門落座速度與落座力則明顯降低。其中，進(jìn)氣門落座速度降幅7%，排氣門落座速度降幅43%；進(jìn)氣門落座力降幅17%，排氣門落座力降幅31%。

3配氣機(jī)構(gòu)動力學(xué)性能測試與分析

3.1動態(tài)性能測試方案

本試驗采用電機(jī)驅(qū)動凸輪軸轉(zhuǎn)動，模擬發(fā)動機(jī)工作時配氣機(jī)構(gòu)運動狀態(tài)。通過POLYTEC? OFV-5000激光位移傳感器測量氣門升程與速度，試驗裝置還包括ROTEC扭振測量儀。動力學(xué)性能試驗臺如圖12所示。

1） 機(jī)械挺柱配氣機(jī)構(gòu)動態(tài)性能測試

為了給液壓挺柱配氣機(jī)構(gòu)全轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的動態(tài)特性提供比測基線，進(jìn)行機(jī)械挺柱配氣機(jī)構(gòu)動態(tài)性能測試，測試機(jī)械挺柱配氣機(jī)構(gòu)在發(fā)動機(jī)全轉(zhuǎn)速范圍工況下的進(jìn)、排氣門升程。

2） 液壓挺柱配氣機(jī)構(gòu)動態(tài)性能測試

在發(fā)動機(jī)全轉(zhuǎn)速范圍工況下，測試液壓挺柱配氣機(jī)構(gòu)進(jìn)、排氣門升程，評估配氣機(jī)構(gòu)在全轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)動態(tài)特性，檢查氣門落座情況，并確認(rèn)是否存在“泵升”現(xiàn)象。3.2動態(tài)性能測試結(jié)果分析

標(biāo)定轉(zhuǎn)速工況下，液壓挺柱配氣機(jī)構(gòu)與機(jī)械挺柱配氣機(jī)構(gòu)動力學(xué)性能測試結(jié)果如表3與圖13所示。由試驗數(shù)據(jù)可知，在全轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，液壓挺柱配氣機(jī)構(gòu)進(jìn)排氣門升程、包角及豐滿系數(shù)均大于機(jī)械挺柱配氣機(jī)構(gòu)，整機(jī)充氣性能得到有效提升；落座速度均小于機(jī)械挺柱配氣機(jī)構(gòu)落座速度，可保證正常落座，不存在氣門關(guān)閉不嚴(yán)的現(xiàn)象，滿足配氣機(jī)構(gòu)動力性能指標(biāo)要求。

表4示出機(jī)械與液壓配氣機(jī)構(gòu)落座速度仿真與試驗數(shù)據(jù)對比，通過分析可知，標(biāo)定轉(zhuǎn)速下兩方案配氣機(jī)構(gòu)落座速度試驗值與計算值差距不大于6.7%，表明所搭建的配氣機(jī)構(gòu)動力學(xué)分析模型精度誤差滿足工程要求，有效性得到充分驗證，具有較高可靠度。

4結(jié)論

a） 由配氣機(jī)構(gòu)運動學(xué)及動力學(xué)仿真分析結(jié)果可知，新設(shè)計的凸輪型線滿足氣門升程、配氣正時要求，且保證與活塞運動不發(fā)生干涉；在發(fā)動機(jī)標(biāo)定轉(zhuǎn)速工況下，各項動力學(xué)指標(biāo)滿足相應(yīng)要求，配氣機(jī)構(gòu)動力學(xué)性能良好，計算結(jié)果表明，液壓挺柱配氣機(jī)構(gòu)落座沖擊載荷與落座速度明顯小于機(jī)械挺柱配氣機(jī)構(gòu)，有效地改善了機(jī)械挺柱配氣機(jī)構(gòu)的綜合特性，進(jìn)一步改良了氣門-氣門座圈磨損狀況；

b） 配氣機(jī)構(gòu)動態(tài)性能測試結(jié)果表明，液壓挺柱配氣機(jī)構(gòu)在全轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)均正常落座，不存在“泵升”現(xiàn)象；對比兩方案配氣機(jī)構(gòu)動力學(xué)仿真分析與試驗測試結(jié)果，以標(biāo)定轉(zhuǎn)速下動態(tài)性能測試試驗值為基準(zhǔn)，仿真值最大誤差小于6.7%，驗證了所提出配氣機(jī)構(gòu)動力學(xué)分析模型和評價方法的有效性與可靠性。參考文獻(xiàn)：

［1］袁兆成.內(nèi)燃機(jī)設(shè)計［M］.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2018.

［2］姚為民.汽車構(gòu)造［M］.北京：人民交通出版社，2021.

［3］華德良，盧熙群，孫文，等.船用柴油機(jī)凸輪動態(tài)摩擦學(xué)分析及型線優(yōu)化設(shè)計［J］.潤滑與密封，2021，46（10）：9-17.

［4］盧熾華，王治文，鄭灝，等.基于凸輪型線優(yōu)化的單缸汽油機(jī)噪聲控制［J］.內(nèi)燃機(jī)工程，2017，38（4）：74-82.

［5］Xia B Z，Liu X C，Shang X，et al.Improving cam profile design optimization based on classical splines and dynamic model［J］.Journal of Central South University，2017，24（8）：1817-1825.

［6］劉耀東，吳小飛，王立新，等.基于熱力學(xué)和動力學(xué)聯(lián)合仿真的凸輪型線優(yōu)化［J］.內(nèi)燃機(jī)學(xué)報，2017，35（3）：267-273.

［7］楊靖，馮仁華，鄧幫林，等.汽油機(jī)凸輪型線改進(jìn)設(shè)計［J］.湖南大學(xué)學(xué)報（自然科學(xué)版），2009，36（11）：21-26.

［8］張健，齊朝暉，卓英鵬，等.考慮含幾何非線性彈簧的配氣機(jī)構(gòu)動力學(xué)［J］.內(nèi)燃機(jī)學(xué)報，2021，39（3）：279-287.

［9］劉洪建，白書戰(zhàn)，李振寧，等.考慮凸輪軸變形的配氣機(jī)構(gòu)動力學(xué)分析［J］.車用發(fā)動機(jī)，2018（5）：20-25.

［10］Kim J，Park S S，Bae C.The effects of late intake valve closing and different cam profiles on the in-cylinder flow field and the combustion characteristics of a compression ignition engine［J］.Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers，2018，232（7）：853-865.

［11］張海波，黃孝慈.基于AVL EXCITE TIMING DRIVE的配氣機(jī)構(gòu)動力學(xué)分析［J］.小型內(nèi)燃機(jī)與車輛技術(shù)，2017，46（6）：41-46.

［12］Zhou C，Hu B，Chen S，et al. An enhanced flexible dynamic model and experimental verification for a valve train with clearance and multi-directional deformations［J］.Journal of Sound and Vibration，2017，410：249-268.

［13］孫立星，王青，趙曉東.發(fā)動機(jī)配氣系統(tǒng)剛?cè)狁詈隙囿w動力學(xué)計算仿真分析［J］.小型內(nèi)燃機(jī)與車輛技術(shù)，2016，45（4）：36-43.

［14］Rai V R，Mahangade V M，Remesan C B.Analysis of Kinematic and Dynamic Behaviour of Valve Train System［C］//ASME 2014 International Mechanical Engineering Congress and Exposition.Montreal：ASME，2014.

［15］羅軒.配氣機(jī)構(gòu)NVH性能分析方法研究及應(yīng)用［D］.杭州：浙江大學(xué)，2021.

［16］馬慧超.某高速汽油機(jī)配氣機(jī)構(gòu)力學(xué)分析及性能優(yōu)化［D］.長沙：湖南大學(xué)，2015.

Dynamic Analysis and Evaluation of Mechanical Tappet and Hydraulic Tappet Valve Train

HAN Peiliang，WANG Yanrong，ZHANG Li，SUN Yaqi，LIU Xukang

（China North Engine Research Institute（Tianjin），Tianjin300406，China）

Abstract： Taking the valve train of a certain type diesel engine as the research object，the original mechanical tappet was changed to hydraulic tappet，the new cam profile was designed，and the structure of valve train was improved. Based on AVL EXCITE Timing Drive software，the kinematic and dynamic model of hydraulic tappet valve train was established，and the dynamic analysis of valve train for the hydraulic tappet was carried out. The dynamic characteristics of valve trains for the hydraulic tappet and mechanical tappet were tested in the full speed range. The dynamic characteristic test and dynamic performance simulation show that the seating impact load and seating velocity of hydraulic tappet valve train are smaller than those of mechanical tappet valve train and the error between predicted value and measured value is less than 6.7%，which verifies the rationality of valve train dynamic test method and the accuracy of analysis and evaluation method.

Key words： valve train；hydraulic tappet；mechanical tappet；kinematic characteristic；dynamic characteristic

［編輯： 姜曉博］