壓縮天然氣發動機用氣門和氣門座圈的開發

零部件

壓縮天然氣發動機用氣門和氣門座圈的開發

【印度】 J.Shrivas G.Khairnar S.Pande Y.Hussaini A.Chaudhari

氣門座圈和氣門對內燃機的性能、排放和可靠性起著重要作用。這些零件失效會導致內燃機性能惡化。由于壓縮天然氣(CNG)發動機的燃燒環境干燥，工作溫度較高,會對氣門座圈和氣門的壽命產生不利的影響。Greaves cotton公司開發了1臺由柴油機改制的單缸水冷氣道噴射CNG發動機。開發中遇到的主要挑戰是氣門座圈和氣門的磨損。為了避免故障，在座圈材料適應性、座面錐角、座面寬度、氣門頭部剛度、座圈與氣門的同軸度和氣門落座速度幾方面進行了設計改進。通過修改設計成功地解決了氣門和氣門座圈的磨損問題，并通過發動機臺架試驗和車輛試驗得到了驗證。

內燃機 壓縮天然氣 氣門座圈 氣門 磨損

0 前言

運輸業目前產生的與能耗相關的CO2排放量約占23%。根據能源科技透視2010(ETP2010)基本狀況(IEA，2010a)報道，到2050年，與運輸業相關的CO2排放量將超過以前的2倍。天然氣車輛(NGV)和加氣站的數量在過去十年里強勁增長，并會繼續保持這一態勢，如果輕型車輛用壓縮天然氣(CNG)替代汽油運行，從油田到車輪整個過程的角度來判斷CO2的排放量平均能降低25%。

然而，以CNG替代柴油/汽油作為燃料時，由于燃燒溫度和壓力較高且燃燒環境干燥，因而會在發動機耐久性方面出現一些技術問題。為此，研究人員用1臺由柴油機開發而成的壓縮天然氣發動機對此進行了研究。新開發的CNG發動機功率為13.5hp①為了符合原著本意，本文仍沿用原著中的非法定單位——編注。，原有柴油機的功率為 11.0hp。而且CNG發動機也采用閉環系統(基本ECU系統)，試圖保持在理想化學配比下運行，以產生較高的燃燒熱量。

鑒于上述CNG發動機的工作條件，重點關注了氣門和氣門座圈磨損問題(圖1)，分析了磨損現象，從材料、座面錐角、座面寬度、氣門頭部剛度、同軸度和氣門剛度等方面進行了設計改進。

圖1 氣門座圈和氣門的布置

1 磨損分析和解決方案

1.1 氣門座圈和氣門-材料的適應性

將柴油機改成原CNG發動機時，起初該CNG發動機采用了以下的材料組合(表1)。

表1 氣門座圈和氣門材料的組合

采用以上材料組合的發動機在額定功率下進行了運轉。拆機后，觀察了導致氣門座面凹陷的進、排氣門和座圈的磨損情況。

這種磨損的根本原因是由于燃燒溫度升高時材料熱硬度降低的緣故。此外，該發動機被設計成在高壓縮比情況下專門燃燒用的CNG燃料。

由于燃燒時的高溫對排氣門的不利影響更大，因此，決定對排氣門的溫度進行評估。

借助于能測量溫度的SUH3材料制成的氣門測定了氣門的溫度分布曲線(圖2)。試驗表明，排氣門的溫度大約在680℃。

圖2 排氣門溫度分布曲線

解決該問題的措施是選用能保持良好熱硬度的材料(表2)。試驗選用的鈷基鎢鉻鈷合金-12具有良好的熱硬度保持能力和便于制造的可焊接性。

表2 改進后的座圈和氣門材料組合

1.2 座面錐角

座面錐角對氣門座圈的磨損有重要影響。原本設計的錐角為45°。如果錐角較大，則座圈與氣門之間的密封力(楔固作用力)較大，還會加劇座圈的磨損。為了將磨損降至最低，將該錐角減為30°。在減少該錐角的同時，必須保證足夠的密封力，以減少氣門座面上的積炭和避免產生壓力漏失。密封壓力與錐角成正比。

F=PA/a(cosα)

(1)

式(1)中：F為密封壓力；P為燃燒壓力；A為氣門面面積；a為座面面積；α為座面錐角。

1.3 氣門座圈的座面寬度

同座面錐角一樣，座面寬度在減小接觸壓力方面也具有重要作用。進排氣門的座面寬度范圍原先為1.0～1.4mm之間，現將進氣門的座面寬度增加到了1.6～1.8mm，排氣門的座面寬度增加到了1.8～2.0mm，通過將座圈厚度從2.5mm增加到 3.0mm，并通過取消座圈內徑處的10°的導向角來實現。

由于座面錐角和座面寬度的改變，進氣門接觸壓力減小了24%，排氣門接觸壓力減小了64%。接觸壓力減小的情況和CAE計算結果見 圖3～6。

圖3 原進氣門的接觸壓力

圖4 進氣門(改進后)的接觸壓力

圖5 原排氣門的接觸壓力

圖6 排氣門(改進后)的接觸壓力

1.4 氣門頭部剛度

氣門座圈和氣門座面的磨損和座圈與氣門座接合面上的法向負荷和總量滑移的乘積成正比。氣門頭部的氣體負荷被傳遞到接觸面積較小的座面上，它就成為座面壓力或法向力。假設以“C”、“D”代表座圈，以“A”、“B”代表氣門座面的接觸點，以“E”代表氣體負荷點。在氣體負荷作用下，氣門頭部會產生翹曲變形，使“A”點與座圈“C”的接觸點實際移到了“A′”，同樣，“B”點與“D”點的接觸點實際移到了“B′”，即在座圈與氣門座面之間產生了滑動位移“Z”，該滑動位移就會在接觸表面產生摩擦剪切應力，從而引起磨損。

圖7 氣體的壓力負荷和氣門位移

因此，為了盡可能減小磨損，氣門頭部應該有足夠的剛度，以消除這種滑動位移或使位移最小化。圖8～9顯示，經修改設計后，進氣門的滑動位移從1.410mm減小到了0.293mm，排氣門的滑動位移從1.020mm減小到了0.168mm。這是通過將氣門頭部厚度從3.2mm增加到3.8mm來實現的。

圖8 進氣門與座圈之間的滑動位移

圖9 排氣門與座圈之間的滑動位移

1.5 氣門座圈和氣門的同軸度

氣門座圈在氣缸蓋上的支承面面積不足是座圈工作時產生傾斜的原因之一。為此，設計中增加以了以下2個措施，以克服傾斜問題： (1) 在排氣道口處增加材料厚度并通過必要的切削加工來獲得均勻的座圈支承面;(2) 使座圈與氣缸蓋底面保持平行，以確保座圈正確壓入孔內。

圖10 不均勻的氣門座圈支承面

圖11 改進后的座圈支承面

1.6 氣門落座速度

氣門關閉時的沖擊力會引起氣門座面表面的塑性變形，因而會使氣門的圓周座面產生一系列凹凸變形。氣門落座速度較高時，它還會導致座圈座合表面的碎裂和座圈材料的缺損。

因此，利用氣門機構動態模擬軟件對基本原型氣門機構的氣門落座速度進行了模擬。結果顯示，在較高的轉速下，氣門的落座速度超出了容許限值。

根據模擬結果，修改了凸輪關閉段的斜坡和彈簧硬度，以產生較低的落座速度。圖12～15為改善落座速度后的結果。

圖12 原進氣門的落座速度

圖13 原排氣門的落座速度

圖14 改進后進氣門的落座速度

圖15 改進后排氣門的落座速度

2 試驗結果

圖16～17所示為發動機額定功率耐久試驗中原設計的氣門狀態。觀察到進氣門座面的100h凹陷量為0.354mm，排氣門座面的100h凹陷量為0.312mm。

圖16 原進氣門

圖17 原排氣門

按上述所有的設計改進制造了氣門組件。用1臺發動機在臺架上進行了額定功率耐久試驗。試驗結束后，對氣門進行了檢測。圖18～19所示為在材料、座面錐角、座面寬度、氣門剛度、氣門落座速度等方面采取了上述改進措施后的氣門狀態。觀察到進氣門座面的100h凹陷量為0.006mm，排氣門座面的100h凹陷量為0.074mm。

圖20～21所示為原設計和改進后氣門結構的實際氣門座面凹陷量的比較。

圖18 改進后的進氣門

圖19 改進后的排氣門

圖20 原設計與改進后的進氣門座面凹陷量

圖21 原設計與改進后的排氣門座面凹陷量

3 結論

通過更改材料、座面錐角、座面寬度、氣門剛度、氣門落座速度等上述設計，氣門組件的使用壽命有了顯著的改善： (1) 進氣門座面100h凹陷量從0.354mm下降到0.006mm;(2) 排氣門座面100h凹陷量從0.312mm下降到0.074mm。

因此，該設計改進可應用到批量生產過程中。在該試驗中可觀察到，改變材料和座面錐角是控制氣門座面凹陷現象的主要因素。

左彤梅 燕超鵬 譯自 SAE 2016-01-1089

朱炳全 校

虞 展 編輯

2016-07-25)