张光亚
（上汽通用五菱汽车股份有限公司，柳州）
摘要：为解决某款发动机缸盖异响问题，应用A VL Excite Timing Drive对该发动机进行单阀系运动学和动力学分析，出摇臂刚度不足是该款发动机发生缸盖异响的根源，并通过试验验证了分析的正确性。
关键词：缸盖异响；运动学与动力学仿真，摇臂刚度；
主要软件：A VL EXCITE-Timing Drive新款a4
1. 前言
在某款发动机的台架试验中，当发动机转速达到3000rpm以上时，听到了清脆的“嗒嗒”异响声。经测量分析，确定缸盖异响来源于气门敲击，通过拆机检查，确认无装配问题后，需要通过CAE分析，查是否存在系统设计方面的缺陷。
2. EXCITE-TD建模
2.1配气机构形式
该发动机的配气机构属于摇臂式单凸轮轴顶置气门机构形式，由凸轮轴、摇臂、顶柱、气门、气门锁夹、气门弹簧等部件构成，如图1所示。
图1 配气机构装配示意图
2.2 Excite-TD模型建立
宝骏630车怎么样运动学分析可以在动力学模型中完成，所以只需建立进气门单阀系动力学分析模型，和排气门单阀系动力学分析模型。这两个模型所使用的单元和连接关系相同，只是参数有差异，模型如图2所示。
图2 进、排气单阀系运动学及动力学分析模型
2.3 主要参数输入
2.3.1发动机参数，见表1
表1 发动机参数表
发动机形式直列四缸四冲程发动机
额定转速（rpm） 5600
冷态气门间隙（mm）进气门0.15，排气门0.15
2.3.2 摇臂参数
摇臂为铝合金压铸材料，摇臂刚度是采用有限元方法，应用Nastran软件计算得出约
5000N/mm。
根据A VL的Timing Drive用户手册，摇臂的等效质量 = 摇臂绕支撑轴转动惯量 / 气门侧
臂长2，为0.16kg。
2.3.3 其余参数
其余参数，包括凸轮、气门、气门座、弹簧等，参考图纸和通过公式计算得出，形状复杂体
的刚度同样用有限元法计算。
3. 计算结果
3.1 运动学计算结果
表2是进气门运动学计算结果，表3是排气门运动学计算结果。
表2 进气门运动学计算结果
参数数值推荐值
凸轮最大接触应力(MPa) 812 <1250 弹簧裕度 1.7 >1.1~1.2
K系数 0.96 >1.5 正加速度宽度(deg) 38 ——
最大Jerk值(mm/rad3) 892 <1000 丰满度 0.57 0.55左右
表3 排气门运动学计算结果
参数 数值 推荐值
凸轮最大接触应力(MPa) 760
<1250
弹簧裕度 1.63 >1.1~1.2 K 系数 0.94 >1.5 正加速度宽度(deg) 34 ——
最大Jerk 值(mm/rad 3) 765
<1000
丰满度 0.54 0.55左右
从运动学结果中看，进、排气阀系的K 系数都偏低，分别为0.96和0.94，远小于推荐
值1.5以上，所以很可能在发动机高速运转时，发生某谐次的共振，有较大的风险。运动学分析的其他结果都在推荐值范围内。 3.2 动力学计算结果
模型从1000rpm 到6000rpm 间隔1000rpm 运行动力学仿真。其中5000rpm 转速下的进、排气动力学部分结果见下图3~图8。
int_5000rpm
L i f t (m )
equiv. cam angle(deg)
S e a t F o r c e (N )
equiv. cam angle(deg)
图3 5000rpm 进气门升程曲线
图4 5000rpm 进气门落座力曲线
P r e s s u r e a t C a m (P a )
equiv. cam angle(deg)
L i f t (m )
equiv. cam angle(deg)
图5 5000rpm 进气门凸轮接触应力曲线 图6 5000rpm 排气门升程曲线
S e a t F o r c e (N )
equiv. cam angle(deg)
P r e s s u r e a t C a m (P a )荣威多少钱
equiv. cam angle(deg)
图7 5000rpm 排气门落座力曲线 图8 5000rpm 排气门凸轮接触应力曲线
进、排气门动力学仿真结果显示，当发动机转速超过4000rpm 后，进气门各部件的运行开始不稳定。上图中显示了进、排气门的部分动力学分析结果曲线。发动机在5000rpm 时，进气门和排气门落座后都发生二次开启；进气门落座力达到3700N ，排气门也达到2500N ，远高于A VL 公司的推荐限值1500N （6倍的弹簧预紧力）；从接触应力曲线看，凸轮与摇臂的飞脱现象严重。
4. 结果分析
观察运动学和动力学分析结果，可以认为进排气阀系高速下会发生共振，所以初步判定造成发动机高速时缸盖异响的原因为阀系固有频率低。
通过修改模型的部分参数及对比，发现对该阀系固有频率敏感的参数值是摇臂的转动惯量和刚度，尤其是摇臂的刚度值。
将进气门阀系模型中摇臂的刚度由当前模型的5000N/mm ，修改为15000N/mm ，重新运行单阀系运动学及动力学分析。进气门阀系的运动学结果中的K 系数由原来0.96变为2.04，其它结果均在推荐值范围内。动力学分析结果如图9~图11所示。从结果曲线中得出，气门落座时没有发生二次开启；落座力峰值也降到1000N ，在推荐值范围内；凸轮与摇臂也没有出现明显飞脱，阀系工作平稳。
从增加刚度的新模型运动学和动力学分析结果中显示，增加摇臂刚度对提高系统固有频率，避免阀系高速共振有明显作用。
int_5000rpm
L i f t (m )
上海地铁9号线站点equiv. cam angle(deg)
S e a t F o r c e (N )
equiv. cam angle(deg)
图9 新刚度5000rpm 进气门升程曲线 图10 新刚度5000rpm 进气门落座力曲线
int_5000rpm
P r e s s u r e a t C a m (P a
变频节油器)
equiv. cam angle(deg)
图11 新刚度5000rpm 进气门凸轮接触应力曲线
5.试验验证
增加摇臂刚度可以从摇臂材料和摇臂结构两方面实施。试验中将摇臂材料由原铝合金材料（弹性模量70000MPa ）改为合金钢材料（弹性模量210000MPa ），摇臂结构也增加了气门侧的厚度，并采用“工”字梁设计充分减轻结构重量，如图12所示。通过有限元分析，新设计的摇臂刚度约为18000N/mm ，重量比原支架增加了100g 。新摇臂参数输入模型进行运动学分析，结果中K 系数为1.7汽车怎样省油
4，满足推荐值要求。
图12 新旧摇臂设计结构对比
旧结构 新结构
将新设计摇臂样件替换发生异响的发动机的摇臂，保持原有的冷态气门间隙，运行各转速下的台架试验，没有出现异响。将发动机冷却后再重新运行两次台架试验，依然没有出现异响。试验证明了新设计的摇臂有效的解决了缸盖异响问题，也证明通过Timing-Drive软件分析的结果是可靠的。
5. 结语
发现发动机阀系故障后，应用Excite Timing-Drive软件建立单阀系模型，可以较快的查问题的根本原因，从而快速出解决方案。如果在设计开发初期，即进行运动学和动力学仿真，就可避免可能出现的设计问题，节约开发时间。
参考文献
[1] EXCITE Timing Drive user guide
[2] 罗国良，李京鲁.某柴油机配气机构运动学和动力学计算.AVL年会论文.2009
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