張志峰，周 力，楊建輝

(1.長安大學(xué)道路施工技術(shù)與裝備教育部重點實驗室，陜西西安710064;2.中聯(lián)中科股份有限公司，湖南長沙410000)

0 引言

配氣機構(gòu)是內(nèi)燃機的一個重要部件，承受著強烈的熱負荷和機械負荷，其運動和動力特性對內(nèi)燃機的振動、噪聲、燃油經(jīng)濟性、動力性和排放有著重要的影響［1-3］.汽車用發(fā)動機節(jié)能減排技術(shù)提出了一種輕載節(jié)能的配氣機構(gòu).當發(fā)動機處于輕載節(jié)能工況時，排氣門強制開啟機構(gòu)的動力學(xué)特性亦對發(fā)動機的振動、噪聲以及排氣門開啟釋壓等動態(tài)特性有重要影響［4-5］.通過試驗和對排氣門強制開啟機構(gòu)的動態(tài)性能研究，結(jié)合配氣機構(gòu)多體動力學(xué)模型分析，更加細化和精確地描述排氣門強制開啟過程的動力學(xué)行為.

1 排氣門強制開啟過程分析

1.1 排氣門強制開啟工作機構(gòu)

排氣門強制開啟工作機構(gòu)是發(fā)動機輕載節(jié)油控制系統(tǒng)中最重要的部分，其主要目的是強制開啟排氣門釋壓，減小汽車在減速滑行過程中的行駛阻力［5-6］.排氣門強制開啟機構(gòu)液壓系統(tǒng)參考文獻［5］，某型號凸輪頂置式發(fā)動機排氣門強制開啟工作機構(gòu)如圖1所示.

從圖1可知，排氣門強制開啟工作機構(gòu)主要是在凸輪上加工一道凹槽，當發(fā)動機處于輕載節(jié)油狀態(tài)時，活塞推桿在外力(筆者采用液壓力)作用下，進入凹槽，使搖臂的滾柱一直處于最高點，從而使排氣門完全開啟.

圖1 排氣門強制開啟工作機構(gòu)Fig.1 Exhaust valve forced opening mechanism

1.2 排氣門強制開啟過程分析

在配氣機構(gòu)動力學(xué)分析過程中，凸輪與搖臂之間的接觸都作為赫茲接觸模型來處理［7-9］，凸輪高速旋轉(zhuǎn)，凸輪與搖臂之間的接觸應(yīng)力急劇變化，活塞推桿要進入凹槽強制開啟排氣門需要很大的力.事實是活塞推桿能順利進入凹槽(試驗測試得知)，強制開啟排氣門.根據(jù)本課題組的研究，提出了活塞推桿進入凹槽過程的動力學(xué)行為假設(shè):當排氣門開啟行程在最大附近時，凸輪處于如圖1所示位置時，活塞推桿克服較小的力，進入凹槽.

2 排氣門強制開啟所需外力測試

排氣門強制開啟工作機構(gòu)中，活塞所需外力的大小是確定活塞直徑的關(guān)鍵.筆者在排氣門強制開啟機構(gòu)試驗臺上，當液壓缸活塞面積一定時，通過溢流閥調(diào)節(jié)系統(tǒng)壓力，使排氣門強制開啟機構(gòu)在不同的系統(tǒng)壓力下工作，通過觀測氣門開啟機構(gòu)的工作情況來確定最佳的系統(tǒng)壓力，通過公式(1)可以計算出所需外力的大小

式中:F為所需外力;P為系統(tǒng)壓力;d為活塞直徑;k為液壓缸中彈簧剛度;x為液壓缸活塞行程.

采用量程為500PSI(即3.45 MPa)Z/0761-25ZG-06液體壓力傳感器和德維創(chuàng)數(shù)據(jù)采集儀，當活塞直徑為20 mm時，調(diào)節(jié)排氣門強制開啟機構(gòu)液壓系統(tǒng)壓力，當壓力小于2 MPa時，液壓缸活塞推桿不能完全進入凹槽，排氣門不能完全開啟.當工作壓力為2 MPa時，調(diào)節(jié)變頻器使凸輪軸轉(zhuǎn)速分別為 400、600、800、1 000、1 200、1 400、1 600 r/min時，液壓缸活塞推桿均能進入凸輪凹槽使排氣門強制開啟，調(diào)節(jié)凸輪軸轉(zhuǎn)速為1 500 r/min時對液壓缸活塞所受液壓力大小進行測試，結(jié)果如圖2所示.

圖2 排氣門強制開啟所需液壓力Fig.2 Hydrauuc pressure need by opening exhaust valve

從圖2可知，液壓缸活塞所受最大液壓力為634 N，又已知液壓缸彈簧剛度為3.9 N/mm，活塞行程為20 mm，通過式(1)可求得排氣門強制開啟機構(gòu)所需外力為556 N.

3 配氣機構(gòu)動力學(xué)建模與仿真結(jié)果分析

3.1 配氣機構(gòu)動力學(xué)建模及模型驗證

配氣機構(gòu)中搖臂和凸輪的外形比較復(fù)雜，人工測量難度大，并且測量誤差也很大，為了得到滿足動力學(xué)分析的三維數(shù)字模型，筆者運用逆向工程的方法，應(yīng)用西安交通大學(xué)機械工程學(xué)院三維光學(xué)測量系統(tǒng)——IDSS工業(yè)近景攝影測量系統(tǒng)對配氣機構(gòu)進行反求，在Pro/E中建立三維實體模型，并導(dǎo)入Adams中，建立多體動力學(xué)仿真模型，模型中各零部件之間的約束設(shè)置如表1所示.

表1 配氣機構(gòu)中各零部件約束設(shè)置Tab.1 Constrains setting of components and parts on the valve timing mechanism

根據(jù)文獻［10］計算并設(shè)置凸輪與搖臂滾柱之間的碰撞剛度為1.469×107N/mm，碰撞指數(shù)為1.5，切入深度為0.1 mm.為驗證配氣機構(gòu)動力學(xué)模型的正確性，在排氣門強制開啟試驗臺上通過變頻器調(diào)節(jié)凸輪軸轉(zhuǎn)速為173 r/min時，測得排氣門在運動方向加速度如圖3示，設(shè)置仿真時間為1.0 s，仿真步長為0.001 s，凸輪軸轉(zhuǎn)速為173 r/min時，排氣門運動方向加速度仿真結(jié)果如圖4所示.

對比圖3和圖4可知，加速度曲線基本一致，實際測試排氣門在其運動方向最大加速度為72 700 mm/s2，仿真排氣門在其運動方向最大加速度為71 900 mm/s2，與實測結(jié)果接近，說明建立的模型是準確的.

3.2 排氣門強制開啟動力學(xué)行為分析

為了驗證活塞推桿進入凹槽過程的動力學(xué)行為假設(shè)，筆者在Adams中對凸輪搖臂機構(gòu)進行了動力學(xué)仿真.仿真時間為1 s，仿真步長為0.001 s，設(shè)置凸輪軸旋轉(zhuǎn)速度為9 000 d(對應(yīng)發(fā)動機轉(zhuǎn)速3 000 r/min).搖臂滾柱在z方向和y方向受力仿真結(jié)果如圖5所示.

圖5 搖臂滾柱在z方向和y方向受力仿真結(jié)果圖Fig.5 Simulation result of the force(in z direction and y direction)on rocker arm

從圖5可知，在z方向上，力最大為5 760 N，方向為z的負向.在y方向上，力最大為3 820 N，方向為y的正向.如果推桿要在最大的受力點進入，需提供的液壓力太大，不符合設(shè)計要求.將搖臂滾柱在z方向和y方向受力仿真結(jié)果圖細化后如圖6所示.

圖6 臂滾柱在z方向和y方向受力仿真結(jié)果細化圖Fig.6 Thinning simulation resuit of the force(in z direction and y direction)on rocker arm

從圖5可知，當t=0.012 s時(因為仿真設(shè)置步長為0.001 s，所以對應(yīng)的仿真步數(shù)為12步)，F(xiàn)y、Fz很小，近似為零，此時對應(yīng)凸輪搖臂所處位置如圖7所示.當t=0.02 s時(對應(yīng)仿真步數(shù)為20步)，F(xiàn)y=-512.6 N，F(xiàn)z=-980.8 N.當 t=0.021 s時，F(xiàn)y=-620 N，F(xiàn)z=-1 200 N，開啟排氣門所需的力比前者大，要求活塞直徑大，不符合設(shè)計要求.當t=0.06 s時(凸輪轉(zhuǎn)過360°，凸輪轉(zhuǎn)過一圈后)，F(xiàn)y、Fz與t=0.02 s時的力相同.t=0.02 s時對應(yīng)的凸輪搖臂所處位置如圖8所示.

當凸輪搖臂處于圖8所示位置時，假設(shè)此時活塞推桿速度很慢，近似為零，對搖臂滾柱進行受力分析如圖9所示.

圖9 中，F(xiàn)y=512.6 N，F(xiàn)z=980.8 N，F(xiàn)f為活塞推桿與搖臂滾柱之間的滾動摩擦力，F(xiàn)α為活塞推桿對搖臂滾柱的作用力，α為Fα與y方向之間的夾角，β為Fy與Fz的合力Fyz與y方向的夾角.在此狀態(tài)下，要使活塞推桿進入凹槽有

將式(4)分別代入式(2)、(3)整理得

式(4)中μ為滾動摩擦系數(shù)，在有油潤滑的狀態(tài)下取 μ 為0.001，因而，μsinα?cosα，μcosα?sinα(α≠90°，在此忽略以上兩項的影響.

當 α ＞ β 時，若F0cosα =Fy，則F0sinα ＞Fz，推桿能進入凹槽.

當 α =β 時，若F0cosα =Fy，則F0sinα =Fz，推桿能進入凹槽.

當 α ＜ β 時，若F0cosα =Fy，則F0sinα ＜Fz，推桿不能進入凹槽.

根據(jù)以上分析可知，當α≥β時，推桿能進入凹槽.當α＞β時，強制開啟排氣門所需外力更大，液壓缸活塞直徑也越大，為了方便安裝排氣門強制開啟機構(gòu)，要求活塞直徑越小越好，因而在設(shè)計時按α=β來設(shè)計，也就是說當Fyz與活塞推桿端面的圓弧面的切線垂直時，在此情況下強制開啟排氣門所需外力最小.此時，F(xiàn)0=1 106.4 N，F(xiàn)f=1.1 N.

對活塞推桿進行受力分析如圖10所示.

圖10 塞推桿受力分析Fig.10 Force analysis of piston push rod

F0=-F0，F(xiàn)f=-Ff，F(xiàn) 為強制開啟排氣門所需外力，所以有如下公式

將F0=1106.4 N，F(xiàn)f=1.1 N代入式(7)得，F(xiàn)≥513.6 N，與測試值556 N接近.因此，課題組提出的活塞推桿進入凹槽過程的動力學(xué)行為假設(shè)是正確的.

4 結(jié)論

利用逆向工程的方法，建立了配氣機構(gòu)三維數(shù)字化模型，并在多體動力學(xué)仿真軟件Adams中建立了動力學(xué)仿真模型.通過氣門加速度的測試驗證了模型建立的正確性.通過對配氣機構(gòu)動力學(xué)的仿真和排氣門強制開啟工作機構(gòu)的力學(xué)分析得出強制開啟所需外力至少為513.6 N，與測試值556 N接近.驗證了排氣門強制開啟動力學(xué)行為的假設(shè):活塞推桿是在排氣門開啟行程最大附近進入凹槽強制開啟排氣門的.

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