基于ADAMS的發動機配氣機構動力學分析

楊 曉，郭 濤

（上汽通用五菱汽車股份有限公司技術中心，廣西 柳州 545007）

配氣機構作為內燃機三大機構之一，其主要功能是實現發動機的換氣過程，根據氣缸的工作次序，定時地開啟和關閉進排氣門，以保證氣缸吸入新鮮空氣和排出燃燒廢氣。現今對于發動機配氣機構的設計，一方面希望氣門加速度越大，以使氣門迅速開關，從而達到最好的換氣效果，以提高動力性和經濟性；另一方面，希望載荷保持相對較小，以減小加速度，從而減小振動和噪音，并延長使用壽命。這樣的矛盾要求，給配氣機構的設計帶來困難，因此需要精心設計進排氣門的升程曲線，以達到最優設計。

內燃機配氣機構的傳統開發方法，往往是多方案的比較和試湊過程，在無物理樣機的初始開發階段，不但難以滿足這樣復雜的設計要求，而且反復進行實物試驗，會延長研發周期和增加開發成本，同時對進行頻繁的試驗，也是不現實的。而通常配氣機構的運動學、動力學計算，僅是把機構當作一個彈性振動系統，模型可以是單質量模型或多質量模型，雖然大體上能滿足描述氣門運動規律的要求，但是這種方法可視化較差，無法直觀地反映出各構件的運動情況，并且某些機構的剛度和阻尼參數，必須通過實測或分析計算才能得到，質量也需要經過折算，這不僅增加了建模的難度，而且也影響分析的精度，其應用范圍受到限制。為此，人們相繼把多體動力學和虛擬樣機技術，應用到配氣機構的動力學分析中。

本文就是在這樣的背景下，以多體動力學為理論基礎，采用虛擬樣機技術，應用ADAMS軟件，進行了發動機配氣機構的建模與仿真，從而得到整個系統協調下的運動規律和動力學特性。利用該種方法建立的配氣機構多體動力學模型，不但能很好地描述配氣機構動力學特性，而且具有極佳的可視化效果，為提高今后產品自主開發能力起到積極的作用。

1 配氣機構多體動力學方程

以多體動力學理論中的拉格朗日方程為理論基礎，建立配氣系統的動力學方程。對于機構中的剛體i，采用質心在慣性參考系中的笛卡兒坐標和反映剛體方位的歐拉角或廣義歐拉角作為廣義坐標，即

接著建立這個系統的約束方程和作用力方程，并將它們也都寫成廣義坐標的表達式，最后應用拉格朗日乘子法，建立系統的運動微分方程，如下所示。

完整約束方程φ(q，t)=0

非完整約束方程 θ(q，q，t)=0

T——系統動能；

q——系統廣義坐標列陣；

Q——廣義力列陣；

ρ——對應于完整約束的拉氏乘子列陣；

μ——對應于非完整約束的拉氏乘子列陣。

在動力學方程根據實際情況建立后，運用集成在軟件中的求解器，對動力學微分方程進行求解，從而得到動力學分析結果。

2 多體動力學模型建立

對于配氣機構的結構，可以從多個角度進行分類。如按氣門的布置形式，凸輪軸的布置位置和曲軸與凸輪軸的傳動方式等。

從結構布置的方式來看，文中所研究的配氣機構采用氣門頂置，凸輪軸頂置，凸輪直接驅動挺柱，主要有凸輪軸，挺柱，氣門彈簧，氣門，氣門座等組成。在ADAMS/ENGINE軟件中選用正確的模板即可，多體動力學模型如圖1所示。

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圖1 配氣機構多體動力學模型

3 配氣機構多體動力學仿真結果及分析

3.1 排氣門運動

圖2到圖4為排氣門升程、速度、加速度隨曲軸轉角的變化曲線。氣門升程和速度曲線光滑，說明配氣機構運行平穩，沒有發生飛脫現象。氣門加速度是配氣機構平穩性的重要參數，氣門加速度變化率最大值即Jerk值最大為0.01mm/deg3沒有超出限值范圍，配氣機構平穩。

圖2 排氣門升程曲線

圖3 排氣門速度曲線

圖4 排氣門加速度曲線

3.2 發動機轉速對氣門速度的影響

仿真分析選擇怠速（750 r/min），標定轉速（6000 r/min），極限轉速（7000 r/min）共3種發動機轉速下排氣門的速度。

從圖5中可以看出，在不同的發動機轉速下，氣門在開啟和落座一瞬間均存在振動，只是在低速轉動時振動幅值較小，而高轉速時振動幅值較大。

配氣機構在工作中，氣門往復地不斷沖擊氣門座圈，而且在工作中一般無潤滑條件，因此氣門與氣門座圈之間的摩擦磨損，是其主要失效方式之一。在設計中，除了要對氣門與氣門座圈的材料進行良好選擇匹配外，同時還須控制氣門相對于氣門座圈的沖擊速度。對于鑄鐵及粉末冶金材料的氣門座圈，其落座速度應小于400mm/s。

圖5 不同轉速下排氣門速度曲線

通過仿真不同轉速下氣門動力學特性，不僅可以得到3個不同轉速工況下，氣門落座時的速度，還可以看出，配氣機構氣門落座速度隨發動機轉速的增加而增大，極限轉速7000 r/min時最大速度為290mm/s，小于許用落座速度，可以滿足設計要求。

3.3 凸輪與挺柱間的接觸力和接觸應力

通過動力學仿真得到的凸輪與挺柱之間接觸力與接觸應力隨凸輪轉角的變化，見圖6和圖7。凸輪與挺柱之間的接觸力，是隨時間不斷變化的，如果機構不發生飛脫、反跳等分離現象，該作用力應始終為壓力，即數值不發生變號。從圖中可以看出，接觸力始終為壓力，說明該配氣機構沒有飛脫和反跳發生。從圖7可以看出，凸輪與挺柱之間最大接觸應力，為417MPa，小于目標值 700MPa。

圖6 凸輪與挺柱之間的接觸力

圖7 凸輪與挺柱之間的接觸應力

3.4 氣門與氣門座的作用力

圖8為氣門與氣門座之間的作用力隨凸輪轉動的變化情況，氣門靜止過程中，缸內氣體對氣門的壓力產生氣門對氣門座的作用力，在氣門回落時，氣門由運動到靜止，與氣門座產生撞擊，產生一個峰值作用力，但由于氣門落座速度很小，所以撞擊力很小。

圖8 排氣門落座力

4 結束語

文章以多體動力學為理論基礎，建立了發動機配氣機構的虛擬樣機，進行了多體動力學計算，得到相應各運動件的運動規律以及各運動件之間的相互作用力和碰撞力的變化規律，并得到如下結論：

（1）從動力學的計算結果可以看到，該配氣機構在發動機運行過程中，沒有飛脫和反跳等現象發生，說明該凸輪型線的設計，有效防止了系統由于運動件的飛脫和反跳帶來不良后果。

（2）由分析結果可以看到，該虛擬樣機能夠正確反映發動機配氣機構實際的運動規律和動力學特性，說明應用ADAMS軟件進行配氣機構仿真分析的可行性。

（3）在無實際的物理樣機的條件下，虛擬樣機仿真可提供大量的運動學和動力學參數結果，這些結果可用于分析機構的運動特性，也為今后做進一步的分析和預測奠定基礎。

（4）在發動機配氣機構的開發中，虛擬樣機技術不但能提高設計質量，縮短開發周期，還可以降低開發成本。

[1]浦耿強.頂置凸輪配氣機構仿真分析[J].汽車科技，2001，（1）：8-10.

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