10.16638/jki.1671-7988.2016.08.047
某款汽油发动机阀系设计优化分析
张林，惠昭晨
（安徽江淮汽车股份有限公司，安徽合肥230601）
摘要：为了提升某款汽油机发动机动力性和经济性。在原发动机凸轮轴型线的基础上进行了设计优化，设计了两种新的凸轮轴型线，为此做了阀系运动学和动力学分析，并作以比较。
关键词：凸轮轴型线；阀系；运动学；动力学
中图分类号：U464 文献标识码：A 文章编号：1671-7988(2016)08-144-04
A petrol engine valve system design optimization analysis
Zhang Lin, Hui Zhaochen
（Anhui Jianghuai Automotive Co., Ltd., Anhui Hefei 230601）
Abstract:In order to promote a petrol engine, engine performance and fuel economy. On the basis of the original engine camshaft lines for design optimization, design the two kinds of new type camshaft line, do the valves kinematics and dynamics analysis, and to compare.
Keywords: The camshaft type line; The valves; kinematics; dynamics
CLC NO.: U464 Document Code: A Article ID: 1671-7988(2016)08-144-04
前言
发动机设计时，凸轮轴型线一直是设计人员关注的重点[1]。凸轮轴型线不仅关系到发动机的动力性还关系到发动机的经济性，并且设计不优的凸轮轴型线设计直接影响到整机的可靠性[2]。
1、分析目的
分析并评价单阀系运动学及动力学计算结果。
2、计算描述
模型搭建如图1所示。
3、配气机构运动学分析
3.1 运动学分析概述
运动学分析主要是计算在凸轮型线作用下，求出从动件的运动规律，检查相关指标是否满足要求。运动学计算不考虑零部件间的脱离，认为系统是刚性的，从动件严格按凸轮型线确定的运动规律进行运动[3]。凸轮型线优化设计也在运动学分析中进行。
图1 单阀系分析模型
3.2 运动学分析主要评价指标
1）运动学凸轮与从动件间接触应力，该应力不能超过材料许用限值；
2）凸轮型线有无负曲率；
作者简介：张林（1989-），男，助理工程师，就职于安徽江淮汽车股份有限公司，主要从事发动机设计的工作。
汽车实用技术
145 2016年第8期
3）额定转速及最大瞬时超速时气门弹簧裕度要大于1.4，
避免飞脱现象的发生。
4）进气门与活塞运动学最小间隙要大于1.2mm ；排气门与活塞运动学最小间隙要大于1.3mm 。 3.3 运动学计算结果
各方案进排气单阀系运动学计算结果对比如表1、2所示。
表1 进气方案运动学计算结果对比
进气 方案1 进气 方案2 进气 方案3 评价 指标 凸轮与摇臂最 大接触应力[MPa] 978 1070 1036 <1200 额定转速下弹
簧裕度 1.97 1.336 1.943 >1.4 负曲率半径 [mm] -132.7 -130.5 无 无 气门最大升程 [mm] 9.7 9.8 9.31 - 凸轮主工作段包角 [deg]
132.52
123.02
130.05
-
表2 排气方案运动学计算结果对比
排气 方案1 排气 方案2 排气 方案3 评价 指标 凸轮与摇臂最 大接触应力 [MPa] 1007 1028 1017 <1200 额定转速下弹簧裕度 1.772 1.57 1.976 >1.4 负曲率半径 [mm] -131.5 -131.6 无 无 气门最大
升
程
[mm] 9.6
9.46 9.1
- 凸轮主工作段包角 [deg]
126.99
120.49
133.96
-江淮汽车
表3 气门关闭活塞到TDC 时两者距离
进气方案1 进气方案2 进气方案3 气门关闭活塞到 TDC 时两者距离[mm]
2.44 1.26
3.07
排气方案1 排气方案2 排气方案3 气门关闭活塞到 TDC 时两者距离[mm]
2.11
1.87
1.51
图2 进气方案1单阀系运动学计算结果
由计
算
结果
可
以
看
出
：各
方
案
下凸
轮
与摇臂最大接触应力都低于限值；进
气
方
案
2
下
气门
弹簧
裕
度
不
满足要求，这主要是因为该方案气门升程较大包角较小造成的，其他方案均满足要求。进排气方案1、2均存在负曲率，而从加工难易的角度看，一般要求凸轮型线无负曲率，因此综合判断方案3（原始方案）较好。
为保证进气门与活塞运动学最小间隙大于1.2mm ，排气门与活塞运动学最小间隙大于1.3mm ，气门关闭活塞到达上
止点时两者距离要求如表3所示。
图3 进气方案2单阀系运动学计算结果
图4 进气方案3单阀系运动学计算结果
张林等：某款汽油发动机阀系设计优化分析146 2016年第8期
图5 排气方案1单阀系运动学计
图6 排气方案2单阀系运动学计算结果
图7 排气方案3单阀系运动学计算结果4、配气机构动力学分析
4.1 动力学分析概述
由于实际配气机构是一个弹性系统，工作时机构的弹性变形会使位于传动链末端的气门运动产生畸变，并增大整个机构各零部件间的相互作用力，因此必须进行配气机构动力学计算，主要查看是否有从动件飞脱、气门早关、气门反跳等不良现象[3]。
4.2 动力学分析结果
1）各缸进排气门落座速度都满足<1m/s的要求限值，气门落座平稳，冲击小，无气门早关、反跳的不良现象。
2）各缸进排气凸轮与平面挺柱动力学接触应力均低于1200MPa的限值，不会造成凸轮的过度磨损。
3）气门弹簧动力学特性满足要求，弹簧无并圈现象发生。
4.3 动力学计算结果
图8、9、10、11结果对比显示：采用方案3时，进排气门落座速度及进排气凸轮与摇臂接触应力均低于方案1、方案2，且满足要求。
图8 进气方案气门落座速度
图9 排气方案气门落座速度
图10 进气方案凸轮接触应力
从各方案各转速下动力学计算结果来看：进排气方案1、2，均存在气门落座后反跳现象，对气门座圈冲击力大，这主
汽车实用技术
147 2016年第8期
要是缓冲段设计不合理造成的。而进排气方案3（即原2.0NA 进排气凸轮型线）气门落座相对较平稳。
进排气方案1、2均增大了气门升程，因此在高速时可以看到气门弹簧受力存在尖峰，是弹簧并圈现象的反应，因此如若要增大气门升程，气门弹簧需重新进行优化设计校核。
图11 排气方案凸轮接触应力
5、结论
1）运动学及动力学计算结果对比分析表明，方案3优于方案1、2。
2）在方案3下，为保证进气门与活塞运动学最小间隙为1.2mm，进气门关闭活塞到达上止点时气门与活塞最小距离为3.07mm。为保证排气门与活塞运动学最小间隙为1.3mm，排气门关闭活塞到达上止点时两者最小距离为1.51mm。
3）在方案3下，阀系运动学及动力学均满足要求。
参考文献
[1] 王雪雁，林漫.汽油机配气机构的设计优化[J].小型内燃机与摩
托车,2013,(4)42.
[2] 苏圣，胡景彦.凸轮轴型线的设计及分析[J].拖拉机与农用运输车,
2011,(4)38.
[3] 钱德猛，钱多德.车用汽油发动机设计开发[J].小型内燃机与摩托
车,2013,(4)43.
（上接第143页）
图5 GUI界面
5、结语
本文通过对某汽车转向梯形机构的初步图解分析，以及MATLAB优化工具箱进行优化，得到了能够最大程度接近Ackerman理想转角关系的转向梯形机构，两者相互印证，保证了优化结果的正确性。并基于MATLAB/GUI，设计了人机交互的可视化界面，通过简单的参数输入，即可得到最优值，且能直观地了解实际梯形转向机构的内外轮转角与理想转角之间的关系，对工程实践具有一定的指导作用。
参考文献
[1] Simionescu, P.A，Beale, D. Optimum synthesis of the four-bar
generator in its symmetric embodiment:the Ackermann steering linkage[J]．Mechanism and Machine Theory，2002，37(12)：1487-1504．
[2] 刘旋，李腾飞，郑帅广.汽车整体式转向梯形机构优化设计[J].汽
车实用技术,2014,3：28-30.
[3] 王计广，邢号彬，常秀岩，等. 基于MATLAB优化工具箱的整
体式转向梯形优化设计[J].汽车零部件，2010,10:60-62.
[4] 何正强，石凯凯. 整体式转向梯形机构的优化设计[J]. 现代机械，
2012,2:33-35.
[5] Reza N.Jazar. Vehicle dynamics:theory and application[M]. Phoenix
Lieb press,2008.
[6] 罗永革，冯樱. 汽车设计[M].北京：机械工业出版社，2011.
发布评论