17
不同转速下某发动机配气机构全阀系动力学仿真
白凤月白书战王华伟杜玉浩李国祥(山东大学能源与动力工程学院，济南250061)
摘要：配气机构好比内燃机的呼吸系统，是必不可少的组成部分。以往对配气机构动力性能的评价多为单 阀系模型，不能反映凸轮轴形变以及各缸之间的相互影响。本文利用EXCITE-TimingDrive软件搭建了某船用柴 油机配气机构全阀系动力学模型，并从凸轮接触应力、气门升程、气门速度、落座力等方面对仿真结果做出分析 评价，从而为配气机构的设计改进提供了更准确的依据。
关键词：配气机构全阀系模型动力学
引言
配气机构作为内燃机三大机构之一，起着为内燃机提 供新鲜充量和排出废气的作用。配气机构的性能，直接影 响缸内燃烧及排放等指标。
如今，对于配气机构的仿真分析中，多对内燃机单个 气缸的进气机构或排气机构单独进行计算，且在进气机构 仿真中，往往忽略气缸和气道压力的影响，因此单阀系仿 真通常不能完整反映配气系统真正的工作状态[1-3]。基于上 述情况，本文利用EXCITE-TD建立了某船用柴油机配气机 构全阀系动力学模型，同时考虑配气正时、气缸以及气道 压力的影响，利用该全阀系模型对配气机构进行计算，并 对结果加以分析、评价。1
结构参数及模型搭建
6200柴油机采用凸轮轴上置式配气机构。凸轮直接驱 动指形摇臂，摇臂通过气门桥驱动气门工作。该内燃机为 四气门型式，具体结构如图1所示。
图1配气机构三维模型
根据缸压、气道压力等边界条件、尺寸等结构参数以 及各零件质量及刚度，建立6200配气机构全阀系动力学模 型，如图2所示。
模型中的主要参数，如表1所示。
表1建模主要参数
名称
进气门早开/晚关角排气门早开/晚关角
发火顺序
参数48° CA/4° CA38° CA/47° CA1-5-3-6-2-4
图2配气机构全阀系动力学模型
18
现代制造技术与装备
2017第2期总第243期
2
评价标准及结果分析
配气机构动力学方面，基于TD的全阀系动力学模型可 以计算任意状态下配气机构的动力学性能。动力学模型主 要是为了得到判断凸轮磨损情况的凸轮接触应力、判断配 气机构是否能满足内燃机性能要求的气门升程曲线、判断 气门落座情况的气门速度与气门落座力曲线以及判断弹簧 是否发生并圈的气门弹簧特性曲线。综合其他学者对配气 机构的评价标准[4-6]，本文制定具体评价指标，如表2所示。
表2配气机构动力学评价标准参数评价标准
凸轮接触应力不突变为0,不高于限值气门最大升程满足内燃机性能需要
气门落座速度小于0.6m/s气门落座力小于6倍弹簧预紧力
弹簧
不发生并圈
利用上述全阀系动力学模型，分别在低速750r/m、额 定转速1000r/m和高速1038r/m下进行计算，得到结果如下结果。
2.1不同转速下，进、排气凸轮接触应力
不同转速下，进、排气凸轮接触应力的仿真结果如图 3〜图8所示。
{f2 s0864 2 oo ooEeo }oooo oo
oo
leajnssad:
图3
不同转速下一缸凸轮接触应力曲线
(QB0002.
) SEBO8
O O006O0JeaJnssaJ D 42
a.
equiv. crank angle (deg)
图4不同转速下二缸凸轮接触应力曲线
180 270 360 450 540
equiv crank angle (deg)
图5不同转速下三缸凸轮接触应力曲线
〇. 1200
^1000
芑800<〇0
600
I 400
Q.
砮
200
equiv. crank angle (deg)
图7不同转速下五缸凸轮接触应力曲线
equiv. crank angle (deg)
图8不同转速下六缸凸轮接触应力曲线
由图3〜图8可知，750r/m下，一至六缸凸轮与从动件的最大接触应力分别为：（进）1065MPa、1046MPa、 1144MPa、1105MPa、1115MPa、1099MPa;
(排）1235MPa、
1173MPa、1225MPa、1274MPa、1309MPa、1313MPac1000r/m 下，一至六缸凸轮与从动件的最大接触应力分别为：（进） 941MPa、1020MPa、960MPa、1086MPa、1080MPa、1042MPa (排） 1285MPa、 1141MPa、 1120MPa、 1215MPa、 1271MPa、 1234MPa„ 1038r/m下，一至六缸凸轮与从动件的最大接触 应力分别为：（进）972MPa、982MPa、956MPa、1029MPa、 1003MPa、993MPa;
(排）1275MPa、1129MPa、1129MPa、
1218MPa、1229MPa、1244MPa。本文凸轮接触应力限值为 1400MPa,而动力学模型计算结果最大接触应力1313MPa,
说明不会发生凸轮过度磨损。另外，接触应力无突变为0 的情况，说明在使用过程中，不会发生飞脱的情况。
另外，750r/m下，二缸进气凸轮最大接触应力与三缸 相差98MPa;二缸排气凸轮最大接触与六缸相差140MPa。 1000r/m下，一缸进气凸轮最大接触应力与四缸相差 145MPa;三缸排气凸轮最大接触应力与一缸相差165MPa。 1038r/m下，一缸进气凸轮最大接触应力与四缸相差 57MPa，二缸排气凸轮最大接触应与一缸相差146MPa。2.2不同转速下进、排气门升程
不同转速下，进、排气门升程的仿真结果如图9〜图 14所示。
设计与研究
19
的升程曲线大致相同，均满足内燃机性能要求。其中，最 大进气升程（15.82mm)大于最大排气升程（15.18mm)。 同时，气门升程曲线末端平缓，表示无二次开启现象。2.3不同转速下，进、排气门速度
图9不同转速下一缸气门升程曲线
r \\\\—75urpm?f \\ lOOOrpm(rmi> ； (rnn) /// !A/I ，: 1 V i_ \\ ■ / \\ y ......../■.. equiv. crank angle (deg) 图10不同转速下二缸气门升程曲线 equiv crank angle (deg) 图11不同转速下三缸气门升程曲线 | l|Hpl KlX;l7rEuoynll50lerf=fp'KJnfIOtMs requiv. crank angle (deg) 图13不同转速下五缸气门升程曲线 —fdOrpnfv (mm)—750rp»r»S (rmi) lOOOrpmiS (mr) 1二二 / 图14不同转速下六缸气门升程曲线 由图9〜图14可以看出，不同转速下，各缸对应气门 不同转速下，进、排气门速度的仿真结果如图15〜图20所示。 图16不同转速下二缸气门速度曲线 图17不同转速下三缸气门速度曲线 图18不同转速下四缸气门速度曲线 {s/u2r^0-oo-0-e> l 1图19不同转速下五缸气门速度曲线 20 现代制造技术与装备 2017第2期总第243期 S{HOI0>图20不同转速下六缸气门速度曲线 由图15〜图20可知，750r/m下，一至六缸气门落座 速度分别为：（进）0.20m/s、0.21m/s、0.22m/s、0.23m/s、 0.22m/s、0.22m/s (排）0.24m/s、0.23m/s、0.24m/s、0.25m/ s、0.25m/s、0.25m/s〇 1000r/m下，一至六缸气门落座速 度分别为：（进）0.20m/s、0.20m/s、0.21m/s、0.19m/s、 0.19m/s、0.23m/s (排）0.24m/s、0.33m/s、0.25m/s、0.25m/s、 0.32m/s、0.29m/s〇 1038r/m下，一至六缸进、排气门落 座速度分别为：（进）0.17m/s、0.14m/s、0.14m/s、0.18m/s、 0.14m/s、 0.20m/s；(排）0.26m/s、0.38m/s、0.25m/s、 0.27m/s、0.29m/s、0.32m/s。各工况下，气门落座速度均 小于0.6m/s，与气门升程曲线结果一致，表示落座平稳。 另外，750r/m下，四缸进气门落座速度与一缸相 差0.03m/s;二缸排气门落座速度与四缸相差0.02m/s。 1000r/m下，四缸进气门落座速度与六缸相差0.04m/s;二 缸排气门落座速度与一缸相差0.09m/s〇 1038r/m下，二缸 进气门落座速度与相差0.06m/s;三缸排气门落座速度与二 缸相差0.13m/s。 2.44不不同转速下，进 同转谏下.讲、排气门落座力、棑气门落座力不同转速下，进、排气门落座力的仿真结果如图 -〜图26所示。 8OJU L300 equiv crank angle (deg) 图21不同转速下一缸气门落座力曲线 £ )8JU.OJSS equiv. crank angle (deg) 图23不同转速下三缸气门落座力曲线 — 750rpn« (N) A. -----------1038rpn^f (N)》 z -----------/durpirkH (N)8-----------lOOOipmtE (N) -io1038rpmiS (N) u.leas/ /\\\\J/ \\V 0• equiv. crank angle (deg) 图24不同转速下四缸气门落座力曲线 180 270 360 450 540 630 72& equiv. crank angle (deg) 图25不同转速下五缸气门落座力曲线 大落座力分别为：（进）3120N、2326N、3409N、3008N、 3423N、3297N; (排）2670N、2808N、2456N、2256N、 3026N、3033L 1000r/m下，一至六缸气门最大落座力分别 为：（进）3280N、3166N、3318N、2895N、2991N、2967N;(排) 2901N、 3956N、 2351N、 2075N、 3797N、 3543N。 1032r/m 下， 一至六缸气门最大落座力分别为：（进）2198N、2739N、 2415N、2767N、2625N、3111N；(排）3134N、4465N、 2915N、3208N、3559N、3586N。各工况下，气门落座力小 于6倍弹簧预紧力（4800N)，表示气门有较长的使用寿命。 另外，750r/m下，二缸进气门落座力与三缸相差1083N; 四缸排气门落座力与六缸相差777^ 1000r/m下，四缸进气 门落座力与三缸相差423N;四缸排气门落座力与二缸相差 188H 1038r/m下，一缸进气门落座力为与六缸相差913N; 三缸排气门落座力为与二缸相差1550N。（下转第23页） 2]z>L设计与研究 的1〜2个小时提升到3〜5分钟，提高了工作效率和检 测结果的准确性，减轻了检测人员的工作负担。 参考文献 [1] 刘进钱.矿用钢丝绳检测数据处理系统开发与应用[J].煤矿 机械，2〇15，（2):241-242. [2] 任传成.基于Web的矿用设备检测管理信息系统设计[J].煤 矿机械，2〇〇9，（3):22〇-222. [3] 陈建国.C#项目开发经典案例教程[M].杭州：浙江大学出版社， 2014. [4] 李英，李建文.浅谈ASP.NET三层架构在软件开发中的应用[J]. 电脑知识与技术，2015，（27):59-60. [5] 王鹏云，吴立言，刘更，等.基于Web的机械仿真报告管理系 统的研究[J].计算机工程与设计，2010，（8):1856-1859. 23 Design and Realization of Report Management System for Mine Wire Ropes Measurement Based on .NET CHEN Donghai, NIU Jingli (School of Mechanical and Power Engineering, Henan Polytechnic Universily，Jiaozuo 454000) Abstract: Aming at the problem of mass data acquisition and low efficiency, report management system for mine wire ropes measurement based on.net was designed and developed by C#. Three layers structure were introduced in detail in the system. Front-end technology and word document generation technology were used to achieve automation of data analysis and reports generation and reports management. Results indicate thatthe software can mprove the maintainability and expansibility ofthe program，and meetthe reports requirements ofmeasurement. Accurate and reliable ofresults was ensured, work efficiency was m proved. Key words: wire rope, reports management，data processing system (上接第20页）2.5气门弹簧特性曲线 气门弹簧特性曲线如图27、图28所示。 气门落座速度之间的差值在0〜0.13m/s;引起各缸气门落 座力之间的差值在28〜881N之间。所以，为了更准确、 完整地评价内燃机配气机构，应该考虑配气相位、缸压、 气道压力以及各缸之间的相互影响。 参考文献 [1] 杨志甲.某船舶用柴油机配气机构仿真分析[J].内燃机与动 力装置，2015，32 (2):45-51. [2] 江征风.基于ANSYS的气门动力学分析[J].润滑与密封， 2006，（4): 106-108. [3] 张辰等.某内燃机配气机构动力学分析[J].汽车零部件， 2016，（6): 50-52.[4] 马慧超.某高速汽油机配气机构力学分析及性能优化[D].长 沙：湖南大学，2015.[5] 尚汉冀.内燃机配气机构凸轮机构设计与计算[M].上海：上 海复旦大学出版，1998. [6] 李恒宾.柴油机配气机构动力学分析[J].现代制造工程， 2014，（1): 68-72. 图27 1000^下一缸弹簧质点升程曲线 90 ISO 270 360 450 540 030 720- equiv. crank angle (deg) 图28 1000r/m下一缸弹簧质点受力曲线 从图27、图28可以看出，弹簧各质点升程无干涉，且 受力曲线无突变，表示气门弹簧工作良好。一般情况下， 若气门弹簧自由行程大于气门最大升程，则弹簧不会发生 并圈现象。6200柴油机气门弹簧工作行程为25.8mm，最大 气门升程为15.82mm。理论上，气门弹簧不会发生并圈，故 其余工况下弹簧升程及受力曲线不再赘述。3 结语 通过对6200柴油机全阀系动力学模型的计算结果分析， (1) 6200配气机构各项指标均满足标准，可以认为 6200柴油机配气机构在使用中有较好的性能和较长的寿命。 (2) 6200配气机构由于凸轮轴形变或各缸之间的相互 影响，引起各缸进、排气门升程之间的差距不大，但是引 起凸轮最大接触应力的差值在9〜165MPa之间；引起各缸 Dynamic Simulation of Valve Train of Engine with Different Speed BAI Fengyue,BAI Zhanshu,WANG Huawei,DU Yuhao,LI Guoxiang (Shandong university,School of energy and power engineeringJinan 250061 ) Abstract: Valve train is like the respiratory system of internal combustion engine, is an essential part. The previous evaluation of the dynamic performance of the valve train is stand up for model, which cannot reflect the interaction between the camshaft defomation and the each cylinder. In this paper, the quanfaxi dynamic model of the valve train of a marine diesel engine is built; and the simulation results are analyzed from the cam contact stress, valve lift^ valve speed, seating force and evaluation, which provides a more accurate basis for the design improvement ofthe valve t^rain. Key words: valve train, quanfaxi model, dynamics 得到以下结论： 因篇幅问题不能全部显示，请点此查看更多更全内容