某柴油發動機單閥配氣機構性能分析

岳開國 陸修進

摘要：為了解某柴油機整改后配氣機構的工作性能，根據該柴油機性能參數和配氣機構的結構參數，采用Virtual Engine軟件塔建單閥配氣機構數學模型，對模型進行動力學計算，分析觀察配氣機構在怠速、最大扭矩轉速和額定轉速下的特性。計算結果表明：①進排氣門落座速度低于1m/s，沒有發生反跳現象，最大落座力發生在進氣門側，其值為238N@額定轉速。②在常用轉速范圍內，凸輪與搖臂之間未出現飛脫現象。③最大赫茲壓力出現在排氣側，其值為896MPa@最大扭矩轉速，滿足鑄鐵凸輪軸與100Cr6搖臂的極限值1100MPa。④氣門彈簧受力在要求范圍內，彈簧沒有發生并圈現象。⑤搖臂與氣門的最大接觸應力為606N@最大扭矩轉速。⑥單閥系的凸輪軸驅動扭矩為5.81Nm@額定轉速。

關鍵詞：配氣機構;落座力;赫茲壓力;接觸應力;驅動扭矩

0? 引言

配氣機構的設計既要提高充氣效率和降低殘余廢氣系數，又要使其具有良好的運動規律，氣門落座速度低、加速度曲線連續光滑、落座力和接觸應力小、氣門落座反跳以及彈簧無并圈現象等問題[1]。本文采用Vritual Engine動力學分析軟件搭建一個等效虛擬的配氣機構多體系統，軟件程序能夠模擬各單元部件之間連接關系，另外外部的載荷和摩擦也能考慮，比如氣門面的氣體載荷。對不同轉速工況的配氣機構進行了分析，對實踐工程過程具有重要參考價值和指導意義。

1? 仿真建模

1.1 配氣機構模型建立

柴油機采用頂置式凸輪軸配氣機構，基本結構包括凸輪軸、凸輪、搖臂、液力挺柱、氣門、氣門彈簧、彈簧座圈、氣門座等組成。配氣機構模型的特征參數包括結構參數、質量參數和力學特性參數[2]。在Vritual Engine 提供了多個閥系和單個閥系模擬分析功能，本文僅對進氣和排氣單個配氣閥系的配氣機構工作情況進行研究[3]。首先將凸輪軸的基圓中心作為該模型的基本參考坐標系，建立其它相關聯的部件。其次在凸輪與搖臂滾輪之間建立線接觸，在搖臂與氣門桿之間建立點接觸，在氣門盤處建立氣體力與盤面接觸。

1.2 仿真工況及邊界條件

1.2.1 凸輪型線

凸輪型線是配氣機構的重要參數，決定氣門開啟時刻、開啟持續時間、氣門開啟落座時刻的速度等，該柴油機凸輪型線的進氣最大凸輪升程為3.7115mm，排氣最大凸輪升程為3.6894mm，進排氣凸輪的旋轉方向從發動機前端看都順時針方向。進氣氣門最大加速度（不管是開啟還是關閉時刻）都比排氣氣門的大（進氣大約4.55mm/rad2，排氣大約3.6mm/rad2）。

1.2.2 氣體力及氣門正時

本分析將點火上止點對應的曲軸轉角定義為零度曲軸轉角，一維性能仿真計算獲得的氣道壓力、缸內壓力作為邊界條件。圖1為進排氣門完成一次工作循環氣道壓力、缸內壓力和氣門升程三者對應凸輪轉角的位置關系。此外得知氣門正時為：進氣提前角165°凸輪轉角，排氣提前角71°凸輪轉角;進氣最大氣門升程223°凸輪轉角，排氣最大氣門升程130°凸輪轉角。

1.2.3 彈簧預緊力

氣門彈簧的主要作用是保證氣門關閉時能緊密地與氣門座圈貼合，并克服在氣門開啟時配氣機構產生的慣性力，使傳動件始終受凸輪控制而不相互脫離[4]。氣門受到來自氣缸、氣道和彈簧的三個力，為了保證具有足夠預緊力，通常將氣缸最低壓力設為一個大氣壓1.0bar，改機進氣門和排氣門受到的最大氣道壓力分別為2.867bar和4.566bar，所以進氣門和排氣門最大壓差分別為1.867bar和3.566bar，再根據氣門盤的面積計算進排氣門氣門彈簧的預緊力。

為了驗證氣門彈簧的預緊力是否可靠，根據實際缸內壓力來計算氣門壓差，計算得到進氣門最大壓力差0.516bar，排氣門最大壓差2.251bar，與氣門彈簧預緊相比如下對比所示，所以設置的彈簧預緊力可用。

進氣：0.516bar<1.867bar

排氣：2.251bar<3.556bar

2? 仿真結果分析

配氣機構應有良好的動力性、工作平穩，振動和噪聲較小，最重要是可靠性。這就要求挺桿升程曲線高階連續可導，最大正負加速度不能過大，凸輪與挺桿間接觸應力不應過大，還要有良好的潤滑特性以減小磨損等[5]。本文分析評估了該機型單閥配氣機構的各項相關性能指標。

2.1 氣門落座分析

表1列出了進排氣門落座瞬間的速度，隨發動機轉速的變大而變大，在常用轉速范圍內落座速度都低于1.0m/s。表2給出了落座瞬間受力大小，氣門落座瞬間受力情況與瞬間落座速度大小有關，落座速度越大氣門沖擊力就越大，所以落座力越大，從落座力大小可知都小于氣門彈簧預緊力（233N）的6倍。總體上氣門與氣門座之間的沖擊較小，所以氣門落座速度和落座力評估滿足設計要求。

2.2 凸輪與搖臂接觸分析

如果接觸力過大，凸輪與滾輪表面產生早期磨損，影響配氣機構的可靠性[6]。根據進排氣門開啟持續時段不同轉速下凸輪與搖臂滾輪之間的接觸力，在常用轉速范圍內進排氣門凸輪與滾輪之間的接觸力開始大于0，當小于0時凸輪與滾輪飛脫，所以接觸力的評估滿足設計要求。

赫茲壓力是凸輪與滾輪線接觸而產生的，當接觸力為0的時候赫茲壓力也為0。如表3所示在常用轉速范圍內最大赫茲壓力為898MPa@1800rpm，低于材料鑄鐵凸輪軸與材料100Cr6搖臂滾輪FEV的極限值1100MPa（參考數據庫），赫茲壓力評估滿足設計要求。

2.3 氣門彈簧分析

通常最大彈力過大將導致使配氣機構的動力性能下降，配氣機構的受力增大，影響機構的使用壽命，會造成驅動功率增大。圖2為氣門彈簧底部受力隨凸輪轉角的變化趨勢曲線，可以判斷氣門彈簧沒有發生并圈現象。該彈簧的最大壓縮量受力范圍395～435N，彈簧初始安裝長度受力（預緊力）范圍212～248N。

多體動力計算結果如表4所示，進排氣氣門彈簧最大壓縮力隨轉速的變大而變大，最大值為422N;預緊力不會隨轉速的變化而變化都為233N，得知彈簧的受力情況吻合輸入邊界，滿足彈簧的設計要求。

2.4 搖臂與液力挺柱接觸力分析

采用液壓挺柱，主要是為了消除氣門間隙，減少氣門開啟和落座的沖擊。常用轉速范圍內的最小法向力發生在額定轉速4000rpm的凸輪型線工作段，其中進氣最小法向力為187N，排氣為195N，說明在工作過程中液力挺柱始終與搖臂保持接觸并且提供動力。

2.5 搖臂與氣門桿接觸力分析

各轉速下的最大接觸力大小如表5所示，排氣接觸力在某些轉速下比進氣的大，最大接觸力為606N@1800。該結果可以作為搖臂強度計算的載荷輸入邊界條件。

2.6 驅動力矩分析

驅動力矩反應了該配氣機構的動力性能，一般驅動越小動力性就越好。圖3所示為單閥系的驅動扭矩計算結果，隨轉速變化驅動力矩也做規律變化，且進排氣側的驅動力矩相差不大。其中各轉速下的最大驅動扭矩如表6所示，最大驅動扭矩為5.81N·m@4000rpm。

3? 結論

通過多體動力學軟件計算單閥配氣機構動力學性能，在發動機轉速范圍內有良好的性能，凸輪和搖臂的接觸力、赫茲壓力和氣門落座速度均在正常范圍內，凸輪和搖臂也沒有發生飛脫，其設計滿足工程要求。

①根據搖臂、氣門、氣門彈簧、液力挺住和凸輪的結構參數布置配氣機構，缸壓、氣門升程和分析對象質量、慣量等邊界參數。

②氣門沒有反跳。氣門落座速度和落座力滿足設計要求。

③進排氣側在常用轉速范圍之內（800rpm至4000rpm）凸輪與搖臂沒有飛脫現象。

④最大赫茲壓力出現在排氣側的896MPa@1800rpm，小于鑄鐵凸輪軸與100Cr6搖臂的接觸技術要求極限值1100MPa。

⑤氣門彈簧受力符合設計要求，彈簧沒有發生并圈現象。

⑥單閥系的凸輪軸驅動扭矩為5.81N·m@4000rpm。

參考文獻：

[1]吳奇.基于ADAMS的新型連續可變氣門機構的動力學分析[D].遼寧工業大學，2014.

[2]Staron J T， willermet PA.An Analysis of Valve-Train Friction in Terms ofLubrication Principles. SAE.930165.

[3]楊曉，郭濤.基于ADAMS的發動機配氣機構動力學分析[J].裝備制造技術，2010，09：7-9.

[4]董桓羽，劉浩，屈小貞，何輝.基于ADAMS的剛柔耦合配氣機構動力學分析[J].遼寧工業大學學報（自然科學版），2012，06：389-392，396.

[5]尹燕平，唐斌，薛冬新，宋希庚.基于ADAMS的柴油機配氣機構動力學分析[J].船舶工程，2010（S2）：52-54，60.

[6]鄭凱.ADAMS2005機械設計高級應用實例[M].北京：機械工業出版社，2006.