配气机构优化设计

二Auto Bngfineer2009 (10)Engmo汽车工程师FOCUS技术聚焦CErNDesign-Innovation配气机构优化设计郭兰(天津一汽夏利汽车股份有限公司产品开发中心)摘要:在进行一款轿车发动机性能升级中，需要对配气机构进行全新优化设计，以提高发动机最大功率和中低速扭矩。文章利用AVL公司的EXCITETimingDrive软件建立了配气机构模型,对模型进行了运动学和动力学仿真计算，.完成了进排气凸轮型线的优化设计，以及配气机构运动学和动力学的分析和校核。校核结果表明，配气机构组成各零部件完全满足设计要求，通过性能预测和发动机试验证明，该款发动机的性能指标达到了开发目标值的预期。关键词:发动机;配气机构;凸轮型线;优化设计;仿真计算Optimizing Design of Valve TrainAbstract: Upgrading of the performance of a car engine, the optimal design of the valve train is necessary so as toenhance maximum engine power and low-range and mid-range torque. In this paper, the model on valve train of theengine is established with AVL EXCITE Timing Drive, and kinematics and dynamics performances are simulated andcalculated so as to finish the optimal design of the cam profile of the inlet and exhaust, and complete the analysis andcheck of the kinematics and dynamics of the valve train.The results indicate that the valve train parts fully meet thedesign requirements. Through the performance prediction and engine experiment, all performance parameters of engineare in compliance with expected developing goals.Key words: Internal combustion engine; Valve train; Cam profile; Optimal design; Simulation配气机构是发动机的重要组成部分，而凸轮型线选择 了双顶置凸轮轴的设计方案，采用双挺柱直接驱是配气机构的核心，其设计的优劣将直接影响到发动动气门， 这种方式气门惯性力小，系统刚度大，确保机的动力性、经济性、排放及工作平稳性和可靠性凹系统传动更加精确。配气机构布置图，如图1所示。随着发动机向高功率、高速化和低排放方向的发展，一 方面要求配气机构具有良好地换气质量，另一-方面进气凸轮轴排气凸轮轴又要求配气机构可以稳定和耐久地工作，而这2个条件是相互制约的，因此对配气机构和凸轮型线的设计提出了更高的要求。气门锁夹-挺柱随着计算机仿真技术的广泛应用，使用AVL公气门弹簧座气门弹簧司的BOOST和EXCITE等软件进行发动机的性能预气门杆油封测和凸轮型线设计，不仅能够为设计提供理论指导，气门导管.气门导管缩短设计周期，而且节省大量的开发费用，提高了设计效率。文章运用EXCITE软件进行了配气机构优化进气门-排气门.设计，达到了使发动机性能提升的目标。进气门座中国煤化工排气门座配气机构总体布置TYH. CNMH G在进行一款发动机性能提升时，对于配气机构，-31.Auo Engineer5z技术聚焦FOCUSEngime汽车工程师2009年10月设计创新2配气机构动力学模型考察凸轮的润滑和磨损情况;配气机构零部件的受力从图1可以看出，配气机构的运动是从凸轮端开情况; 评估进排气门落座是否平稳及是否存在气门反始的，经过挺柱、气门弹簧、气门座垫及气门锁夹等跳现象等。这样一个长的传动链才能把运动传递给气门端，并非3.1 运动学仿真计算刚性系统，而是一个弹性系统2。它的整个传动链是3.1.1 凸轮型线 的曲率半径由一系列几何形状、刚度及质量各不相同的零部件组设计凸轮型线时，应当避免最小曲率半径过小，成，而且各零部件之间在运动过程中还可能产生脱开以防凸轮早期磨损。一般认为曲率半径的最小值应不现象。因此传统的运动学计算往往不足以准确地描述小于2 mm，能再大些更好。图3和图4分别表示，配气机构各零部件的运动规律，而动力学计算由于考在发动机额定转速下，进排气凸轮型线的曲率半径。虑了配气机构整个传动链的弹性变形，因此可以比较从图3和图4中可以看出，进气凸轮的最小曲率半径精确地描述配气机构各零部件的运动规律。为4.5 mm,排气凸轮的最小曲率半径为4.3 mm，2种鉴于配气机构组成零部件复杂，因此一般要建立曲率 半径最小值均大于2 mm，可以满足设计和使用-.定的简化计算模型。利用EXCITETimingDrive软要求。件，通过简化配气机构的相关部件设置，建立单阀系l0Eo9[配气系统运动学和动力学模型，图2为新设计的配气8E准机构EXCITE Timing Drive计算模型。66凸轮模型，5旋转激励019一+RDS 'T632心9初始相位凸轮刚度11owwwwwwwwwwwwwliwwwlwwlww.u..0 30 60 90120 150180210240 270 300 330360Q1凸轮型线凸轮轴转角/ (图3进气凸轮型线曲率半径1油鹏压力11099|挺柱8[7h6|专4气门杆s王LS气门弹簧22气门]端面图2配气机构的EXCITE Timing Drive计算模型03060901201501802102402703003303603配气机构运动学和动力学仿真计算凸轮轴转角/ (。图4排气凸轮型线曲率半径凸轮型线的设计原则是以丰满系数为目标函数，3.1.2凸轮 与挺柱润滑条件以气门传动机构的动力性能及强度为约束条件同。对凸轮与挺柱间润滑油膜的形成及形态，对配气机凸轮形状的--般要求是:1)要获得尽可能大的时间构工作的可靠性和耐久性至关重要，因此在设计凸轮断面值，即气门开启和关闭迅速，在比较大的凸轮转型线时，要确保凸轮具有良好的润滑特性，凸轮与平角内气门接近全开位置，获得较大的丰满度; 2)要面挺柱间最小润滑油膜厚度计算公式为:保证配气机构零部件所受到的冲击和跳动尽量小，加速度突变小，配气机构产生的噪声和振动小，可靠性hmim =k(R。+h)2_A( R。+h)( R。+h)__P高。对于该款发动机，在运动模型中输入发动机参数和凸轮型线的高次方系数，得到进排气门升程与凸轮式中: R凸轮基圆半径，mm ;型线坐标，通过计算得出该进排气的丰满系数分别为中国煤化工0.577 5和0.5769，符合设计目标要求。因此就要对kTH. CNMHG，其它性能指标进行运动学和动力学校核计算，主要是NM的，k为已知常-32-AutoDEngineer第10期Enimn:汽车工程师FOCUS技术聚焦CErtNDesign-Innovation速度变化率的最大值也在限制范围(1 000 mm/rad)如果引入无量纲参数Y=pn，y称为润滑系内，说明气门运动具有较好的平稳性，没有发生跳脱和飞脱等现象。数，那么凸轮的润滑系数与凸轮曲率半径、基圆半10 000 E进气径和挺柱升程等有关。由公式可以看出，当y=0或排气y=0.5时，hmim=0O， y和hmin实际上是凸轮转角a的函4 000数，当a在凸轮工作段范围内变化时，r=0 的情况实2 000际上是不会出现的，但)=0.5对加速度连续变化的凸-2 000 I轮难于避免，总会在某个时刻达到。为了避免润滑特-4000L -性恶化，一般希望y=0.5附近只停留很短时间。另外36450凸轮轴转角/(°)630为了得出磨损小的凸轮型线，凸轮尖端区域的润滑系图7在6000r/min时气门加速度曲线数应是0.15≤γ≤0.25 ~ 0.35。图5和图6分别表示，.3.2.2气门落座力在发动机额定转速6 000 r/min下，进排气凸轮的润气门静止过程中，缸内气体对气门的压力产生气滑系数。门对气门座的作用力，在气门]回落时，气门由运动到110E静止，与气门座发生撞击，产生-一个峰值作用力，因398能此作为判断气门反跳的一一个重要条件，就是看气门落7座以后，其落座力是否再次降到零。6S5E在6000 r/min时进排气门落座力的曲线，如图3E8所示。由曲线分析可以得出: 1)进排气门落座冲2E几击力的峰值随凸轮轴转角的变化比较缓慢，而且其数值较小，始终在200 N左右，落座后的冲击力逐渐减0306090 120150 180 210 240 270 300 330 360为零。2)在标定转速下，进排气门各自都出现了凸轮轴转角/ (°)次反跳，虽然有-.次反跳;但由于反跳持续的凸轮转图5进气凸轮在6 000 r/min时的润滑系数角小于1°，时间非常短暂，而且进排气门落座时的99冲击速度也比较小，所以，撞击力是比较小的，说明8E27E设计还是比较合理的。兹66800p一。进气70C驾44600E2几z 50011E天400E0306090120150180210240270300330360家300200100的图6排气凸轮在6 000 r/min时的润滑系数由图5和图6可以看出，进气最大升程凸轮转角36050540720凸轮轴转角/(° )为(231.75士30)。;排气最大升程凸轮转角(127士30)。图8在6 000 r/min时气门落座力曲线凸轮润滑系数均保持在0.2左右，满足凸轮尖端区域3.2.3 凸轮与挺柱间接触应力润滑系数在0.15~0.35内的要求,说明润滑条件良好。凸轮型线不仅受配气机构动力学特性限制，而且3.2动力学仿真计算受到力-应力的限制，在配气机构组成零部件中，凸3.2.1气门加速度 曲线轮与挺柱间的接触应力最为严重。二者是发动机中一气门加速度是配气机构平稳性的重要参数，加速对重要的摩擦副，很容易发生过早磨损、刮伤、点蚀、度曲线应该比较平顺，不能出现大的歧变。图7表示甚 至碎裂等故障中国煤化工行校核计算。了6 000 r/min时各缸的气门加速度曲线，该曲线表.凸轮与挺柱MHCN MH G般用接触面明气门最大正负加速度均未超出许可值范围，而且加的最大接触应 力来估算，由于凸轮与挺柱使用不同材.33-Auo Enginer5z技术聚焦FOCUSEnimn:汽车工程师2009年10月设计创新料，二者之间允许接触应力大小不一样，因此必须选4结论择恰当的配对材质、热处理和表面处理方式，以及合利用EXCITE Timing Drive及其后处理功能，获适的挺柱型式，使接触应力低于许用应力范围，就可得了十分有价值的仿真结果,通过对这些结果的分析，以缓解二者之间的磨损[5]。在设计阶段就可以对配气机构进行优化设计，充分地在1000 r/min时，该种结构型式下凸轮与挺柱提高了 设计效率。实测数据也表明，配气机构运动学接触应力情况，如图9所示。由曲线分析可以得出:.和动力学仿真计算是一种有效、 可靠及准确度高的设进气最大接触应力为452 MPa,排气最大接触应力为计方法， 它为凸轮型线和配气机构的设计和优化奠定465MPa,根据经验，该种结构型式下的最大许用应了良好的基础，使汽车发动机具有更好的外特性，不力推荐值为600MPa。一般来说，如果最大接触应力仅功率和扭矩得到提升，而且还可以降低配气机构零不超过推荐的许用值，那么凸轮与挺柱皆具有良好的部件磨损， 提高发动机性能和使用寿命。抗磨损、抗刮伤和抗点蚀的性能，因此这对摩擦副的参考文献可靠性较高。[1]杨连生，内燃机设计[M].北京:中国农业机械出版社，1980.[2]蒋炎坤，刘志恩基于高次多项式的高速汽油机顶置凸轮特性[1].5.0x 108 F气华中科技大学学报:自然科学版，2006 (10): 70-73.? 4OXIOKE[3] 吕林，王勇波.车用发动机配气机构运动学和动力学分析[D]. 武汉3.0x 108理工大学学报，2006 (S5): 11-1014.昌2.5x10°2.0x10*[4]尚汉冀.内燃机配气凸轮机构一-设计与计算[M]. 上海: 复旦大1.5x10x1.0x 10学出版社，1988.5x 10锦[5]张晓蓉，朱才朝，吴佳芸， 内燃机配气机构系统动力学分析[J].重3604503020庆大学学报，2008 (3): 294-298.凸轮轴转角/(°)(收稿日期: 2009-08-05)图9凸轮与挺柱接触应力imnm(.上接第20页)可靠性;经数模转换变为精确的模拟量送给执行机构，即电动2)采用优化算法对控制策略进行优化，如:遗机控制器，对驱动电机进行第1步控制，然后等待第传算法、 模拟退火算法及粒子群算法等优化方法在控2次采样，进行第2步控制，这样循环下去，就实现了制策略的多目标优化研究也是其重要研究方向。对被控制对象的模糊控制，完成驱动控制的要求。基于模糊逻辑的策略可以表达难以精确定量表达[1] 于秀梅，曹珊，李君，等混合动力汽车控制策略的研究现状及其的规则，方便地实现不同影响因素(功率需求、SOC发展趋势[D].机械工程学报，2006(11): 10-14.和电机效率等)的折中，鲁棒性好。模糊逻辑控制增[2]陈全世,孙逢春.混合动力车辆基础[M].北京:北京理工大学出版社，加了模糊决策因素和逻辑思维，是比较符合人的思维[3]邓亚东，高海鸥，王仲范，并联式混合动力电动汽车控制策略研究逻辑的控制算法之一，在混合动力汽车能量管理策略[J]. 武汉大学学报，2004 (6): 140-142. .中应用是比较合适的。[4]彭武，张俊智，卢青春.混合动力电动公共汽车控制策略的仿真[D].2结语公路交通科技，2003 (2): 148-150.基于混合动力汽车控制策略研究现状，未来研究[5] 杨宏亮，陈全世混联式混合动力汽车控制策略研究综述[D].公应当关注以下2个方面。路交通科技2001中国煤化工期: 2009-09-25)1)完善仿真模型，并对系统动态协调控制进行TYHCNMH G”研究，考核控制策略对于系统能量流传输的稳定性和- 34-