高功率密度柴油機配氣機構優(yōu)化設計?

孫利魏,蘇鐵熊,許俊峰,王 強,徐春龍

(1.中北大學 機電工程學院,山西 太原 030051;2.中國北方發(fā)動機研究所,山西 大同 037036)

配氣機構是內燃機的主要機構之一,其功能主要為實現內燃機的換氣[1].高功率密度柴油機進排氣系統(tǒng)工作在高壓和高轉速條件下,處在傳統(tǒng)柴油機進排氣系統(tǒng)工作范圍上限之外,這要求配氣機構一方面具有良好的換氣質量,另一方面又要能夠穩(wěn)定、耐久地工作.由于柴油機總體布置的限制,配氣機構零件的設計存在較大的限制,但是配氣凸輪型線的設計則較靈活,故成為配氣機構設計的研究重點,也是解決配氣機構性能的關鍵[2].

多項式函數設計與分段函數設計是車用發(fā)動機配氣凸輪常用的設計方法,多項式函數是一個光滑的具有充分適應性的簡單形式,一般采用高次多項式函數優(yōu)化凸輪型線[3－6].采用該方法的缺點在于缺乏局部控制的靈活性,所得到的曲線滿足約束條件,但不是豐滿系數極限值.分段函數凸輪則能夠避免這種缺點,邱述剛[7]、龍連春[8]、何云信等[9]在研究中采用分段函數優(yōu)化凸輪型線,取得了較好的進氣性能與動力性能.夏開彥[10]、孔冰等[11]采用兩種設計方法對高速柴油機凸輪型線進行了設計,研究表明:高次多項式函數凸輪具有較好的運行平穩(wěn)性,但是動力性能弱于分段函數凸輪.葉慧飛等[12]的研究也指出了多項式函數凸輪在動力性方面的不足.本文采用分段函數方法對配氣凸輪型線進行優(yōu)化設計.

1 配氣機構模型

本文研究的原型機配氣機構方案為頂置凸輪直接驅動平面挺柱方案.這種方案具有充氣系數較高,燃燒室結構緊湊,以及內燃機性能指標較好的優(yōu)點[13].在配氣機構運動學分析中,雙質量模型應用較多[14－15],本文將閥系當量成雙質量模型,運動學模型如圖 1所示.

圖1 配氣機構模型Fig.1 V alv e train model

選擇豐滿系數作為配氣機構優(yōu)化目標.該參數受到結構、材料等諸多因素的影響,確定約束參數為自振頻率,正加速度寬度,躍度,接觸應力,最小曲率半徑,彈簧裕度等.根據配氣機構的運動學規(guī)律、材料屬性與加工方法,得到約束參數限制條件.具體約束條件為:躍度1 500mm· rad－3;彈簧裕度 1.3;凸輪曲率半徑 4 mm;接觸應力1 000 MPa;加速度 80 mm· rad－2;1.3,Θ為正加速度脈沖寬度,fvt為閥系固有頻率,ncam為凸輪轉速.

2 配氣機構優(yōu)化設計

原有方案凸輪設計轉速為 4 000 r· min－1,基圓半徑為 16 mm,升程為 8.5 mm,氣門間隙為0.5 mm.原方案采用對稱的凸輪設計,因此氣門開啟段與氣門關閉段對稱.氣門開啟段的升程、速度和加速度曲線如圖2所示,躍度及最小曲率半徑曲線如圖 3,圖4所示,接觸應力及彈簧裕度如圖 5所示.從圖中分析可知,原有方案采用多項式函數設計,120°工作段半包角,豐滿系數為 0.59,最小曲率半徑為 4.7mm,躍度為905 mm· rad－3,最大接觸應力為 460 MPa,彈簧裕度 2.36.可以看出,原有方案的豐滿系數 0.59已經比較大,但其它參數如彈簧裕度,最小曲率半徑,躍度及接觸應力均不在極限值,有進一步提高的可能.

圖2 升程、速度、加速度對比Fig.2 Lift,velocity and acceleration curves of original and optimized cams

圖3 躍度曲線對比Fig.3 Jerk curv es of o riginal and optimized cams

在保持原有配氣機構的結構形式,氣門彈簧,基圓和總升程以及零件材料等參數確定不變的條件下,凸輪型線存在進一步優(yōu)化的潛力.因此本文采用分段函數方法進行凸輪型線優(yōu)化設計,采用的分段函數形式為

圖4 曲率半徑曲線對比Fig.4 Minimum radius of curvature curv es of original and optimized cams

圖5 接觸應力和彈簧裕度對比Fig.5 Contact stress and spring margins curves of original and optimized cams

對凸輪各分段確定約束條件,確定凸輪每一段設計在極值上,以此思想確定函數形式與優(yōu)化系數取值.所設計的配氣機構凸輪加速度曲線見圖 6.

如上的設計可以使氣門快速開啟和關閉,在滿足限定約束的條件下,使凸輪在 54.6°凸輪轉角內達到全開位置,使氣門達到最大升程.凸輪的豐滿系數為 0.599 3.所設計的凸輪廓線如圖 7所示.從凸輪輪廓線可以看出,所設計的最小工作段包角的凸輪已經非常接近于切線凸輪.

與原有方案的升程、速度、加速度的對比曲線見圖2.與原有方案的躍度對比曲線見圖3.從圖 3中可以看出,躍度值處在許用躍度的限值.

圖6 最小工作段包角的加速度曲線設計Fig.6 Designed valve acceleration curv e by the minimum wrap angle of operating zone method

圖7 最小工作段包角凸輪廓線Fig.7 Cam outline by the minimum wrap angle of operating zone method

與原有方案的曲率半徑對比曲線如圖 4所示.從圖 4中可以看出,最大氣門升程點所對應的最小曲率半徑由原有方案的 4.7 mm降低到4 mm許用限值.與原有方案的接觸應力和彈簧裕度對比曲線如圖 5所示.從圖 5中可以看出,轉速為 0 r· min－1時,最大接觸應力由 459 M Pa提高到 705 M Pa.負加速度段的最小彈簧裕度由原有方案的 2.36降低到 2.09.從分析可知,彈簧裕度過大,可進一步通過調整彈簧的剛度來降低彈簧裕度.

3 優(yōu)化結果分析

氣門流通截面的比較如圖 8所示.由圖 8可以看出,氣門流通截面也較原有方案有較大的提高.在 4 000 r· min－1轉速時,原有方案時面值為 4 126.8 mm2·ms,新設計方案時 面值為4489.7 mm2· ms,時面值提高了 8.7% .

圖8 氣門流通截面比較Fig.8 Flow area of valv es

利用 AVL－BOOST軟件對高功率單缸機進行了進氣性能分析,在相同的條件下,分析了進氣充量系數的變化,結果如圖 9所示.由圖 9可以看出,新設計的配氣方案在高轉速區(qū)域明顯好于原有方案.在轉速低于 3 000 r· min－1的低轉速區(qū),充量系數差距很小,隨著轉速的提高,兩種方案的配氣機構對充量系數的差異越來越大,新設計的配氣方案在高速段有明顯優(yōu)勢.

圖9 配氣凸輪型線對進氣充量系數的影響Fig.9 Charging coefficients

4 結 論

1)根據凸輪運動學分析對凸輪型線采用分段函數法進行設計,可以使凸輪各工作段滿足約束條件,同時盡最大可能提高凸輪的進氣性能;

2)優(yōu)化后的凸輪型線在約束條件范圍內,豐滿系數提高了 7%,時面值提高了 8.7%,與原方案相比,在高速段可以顯著提高充量系數.

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