基于ANSYS的內燃機氣門控制裝置的動力學分析

連 萌，鄧自清，李保謙

(1.黃河水利職業(yè)技術學院，河南 開封 475004； 2.駐馬店技師學院機械工程系，河南 駐馬店 463000； 3.河南農業(yè)大學機電工程學院，河南 鄭州 450002)

基于ANSYS的內燃機氣門控制裝置的動力學分析

連 萌1，鄧自清2，李保謙3

(1.黃河水利職業(yè)技術學院，河南 開封 475004； 2.駐馬店技師學院機械工程系，河南 駐馬店 463000； 3.河南農業(yè)大學機電工程學院，河南 鄭州 450002)

介紹了一種新型內燃機氣門開缸控制裝置，可實現分缸斷油、自動減壓起動。為驗證其可靠性，以在6135型柴油機上加裝的控制裝置為例，利用ANSYS軟件對壓板進行了瞬態(tài)動力學分析、模態(tài)分析和諧響應分析。分析了壓板的應力、變形、固有頻率以及對振動激勵載荷的響應情況并進行了優(yōu)化，分析結果表明將壓板拐角處圓角半徑增大至15 mm可提高壓板剛度，提高固有頻率，使第1階固有頻率提升了16.05%,第1階響應頻率由90 Hz提升至110 Hz有利于避開共振，同時對靜載荷和沖擊載荷的承受情況均有明顯改善，穩(wěn)定后的應力數值降低了43%，沖擊造成的擺動幅值下降了29.6%，穩(wěn)定時間下降了14.28%，有利于氣門控制裝置可靠性的提高。

內燃機；固定壓板；模態(tài)分析；瞬態(tài)分析；諧響應分析

由于環(huán)境保護和人類可持續(xù)發(fā)展的要求，低能耗和低污染已成為車用內燃機的發(fā)展目標。這就要求內燃機既要保證良好的動力性又要降低油耗、滿足排放法規(guī)的規(guī)定。在各種現代技術中，可變排量技術已成為發(fā)展方向之一[1-2]。變排量技術，是指發(fā)動機在中、小負荷下運行時，通過相關機構切斷部分氣缸的燃油供給、點火和進排氣，停止其工作，使剩余工作氣缸負荷率增大，以提高效率，降低燃油消耗?，F有的變排量技術的原理基本相同，都是停止驅動部分氣缸的氣門同時切斷相應的供油使其停止工作[3],其主要區(qū)別在于控制氣門停止工作的方式及關鍵機構[4]?，F有的控制氣門停止工作的方式，均需要改變原有發(fā)動機結構，但這種工作方式結構復雜、成本較高，只有高檔豪華轎車才有配備[5]。一種新型內燃機氣門控制裝置，不需改變發(fā)動機原有結構，可在現有車輛上直接加裝。加裝該裝置的車用發(fā)動機經國家級發(fā)動機檢驗中心測試，在中低負荷狀態(tài)下運行可節(jié)油25%左右，且排放符合國家標準。該控制裝置還可用于內燃機的減壓起動，可使起動電流下降40%左右，改善起動條件，提高起動機和蓄電池壽命。

1 氣門控制裝置的結構原理

氣門控制裝置主要包括墊塊、固定壓板、電磁鐵、程序控制集成模塊，其結構如圖1所示。

該裝置采用電磁鐵驅動墊塊移動，電磁鐵固定在固定壓板上，固定壓板安裝于搖臂座上，壓板的一部分伸出在搖臂上方，但不影響搖臂的正常運動。當搖臂壓下氣門時，由程序控制集成模塊驅動墊塊伸出，移動到壓板與搖臂之間，由于墊塊的阻擋，氣門無法關閉，即實現氣缸的強制打開。

該控制裝置目前可實現兩方面的作用：(1)配合控制程序在打開氣門的同時，切斷供油，可實現車輛的變排量運行。中小負荷時，使部分氣缸停止工作；大負荷運轉時，使該氣缸重新投入工作?？稍跐M足發(fā)動機正常運行的前提下減少中小負荷的油耗。(2)實現自動減壓起動。在發(fā)動機起動時打開氣門，減小起動阻力，改善起動條件，延長起動機和蓄電池壽命。

在該控制裝置中，固定壓板是主要的承載部件，氣門彈簧的壓力、搖臂的沖擊、發(fā)動機和車輛行駛的振動都作用在固定壓板上，載荷情況復雜且多變。固定壓板一旦損壞，必將影響控制裝置的正常工作和發(fā)動機的運行。所以固定壓板的可靠性決定了本控制裝置的可行性。下面使用ANSYS軟件對固定壓板進行了動力學仿真分析，探索提高該裝置可靠性的改進方向，為該裝置在不同發(fā)動機上的設計安裝提供依據。

1.氣缸蓋；2.氣門；3.搖臂；4.搖臂座；5.墊塊；6.固定壓板；7.電磁鐵；8.程序控制集成模塊；9.蓄電池。

1.Cylinder head; 2.Valve; 3.Rocker arm; 4.Rocker arm support; 5.Block; 6.Fixed plate; 7.Electromagnet; 8.The program control module; 9.Battery.

圖1內燃機氣門控制裝置原理示意圖
Fig.1Schematicdiagramofinternalcombustionenginevalvecontroldevice

2 控制裝置的動力學仿真分析

該氣門控制裝置中固定壓板的結構尺寸取決于發(fā)動機的結構和型式。這里針對6135柴油機上加裝的控制裝置進行分析和優(yōu)化。

2.1前處理

固定壓板通過缸蓋螺栓和螺母安裝在搖臂座上，相對于缸蓋固定[6-7]。固定壓板的主要載荷來自于氣門彈簧的彈力，所以載荷可以通過彈簧的變形求出[8]。內燃機氣門彈簧多采用圓柱螺旋彈簧，其載荷可表示為：

F=k1x+k2x

(1)

式中：x為彈簧的變形量，k為彈簧的彈性系數。k1為外彈簧彈性系數，k2為內彈簧彈性系數。

彈簧的彈性系數k可通過公式(3)求得[9]

(2)

式中：G為材料的切變模量；d為彈簧絲直徑；D2為彈簧外徑。

由于墊塊伸出后，盡管氣門無法完全關閉，但搖臂仍按照原來的配氣規(guī)律運動，氣門對固定壓板的作用是一個周期性的載荷。在氣門被搖臂壓下時搖臂與墊塊分離，載荷為0，當氣門復位時，載荷為額定載荷。

2.2瞬態(tài)動力學分析

由于該裝置只在發(fā)動機的中小負荷下起作用，故瞬態(tài)分析主要考慮發(fā)動機在600 r·min-1下的響應情況[10-12]，可分為3個載荷步，對應的載荷步情況如表1所示。

表1 載荷步情況Table 1 Load step situation

瞬態(tài)分析應力結果如圖2所示，在0.005 87 s時,墊塊與固定壓板剛開始接觸，最大應力出現在墊塊與壓板的接觸處，應力數值為0.124 609 MPa，同時壓板拐角處應力開始增長；在0.011 155 s時，最大應力移動到壓板拐角上部，在0.172 541 s時，載荷已基本為0，最大應力在墊塊與壓板的接觸處，而壓板拐角處仍有部分殘余應力。從圖2可以看出，應力首先出現在墊塊與壓板的接觸處，然后應力向壓板拐角處傳遞，在載荷持續(xù)作用期間，最大應力保持在壓板拐角處，同時其數值和周邊區(qū)域應力數值均出現波動，當載荷消失后，壓板拐角處仍有較大殘余應力。獲取圖2(c)中最大應力處即壓板拐角上部點的應力時間歷程變化曲線如圖3 所示。

從圖3可以看出，在載荷步1區(qū)間應力為0，在載荷步2的前1/2區(qū)間，應力有較大波動，最大應力為143.25 MPa，最小應力為61.52 MPa，應力按簡諧規(guī)律變化，但其幅值逐漸減小直到固定在92.34 MPa上。圖3(b)為壓板左上角點(即靜力分析中最大位移點)的位移時間歷程變化曲線，在載荷步1區(qū)間該點位移為0，在載荷步2的前1/2區(qū)間內位移也是在0.027 8～0.082 4 mm之間按簡諧規(guī)律變化并衰減，載荷步2的后1/2區(qū)間穩(wěn)定在0.047 mm上，說明該沖擊載荷的作用會造成固定壓板的振動，其幅值減小說明壓板結構的阻尼作用使振動快速消失，所以，壓板的阻尼越大，壓板的振動時間越短，對壓板的穩(wěn)定越有利。

圖2 瞬態(tài)動力學分析結果Fig.2 The result of transient dynamic analysis

圖3 最大應力與最大變形處的時間歷程曲線Fig.3 The time course curve of the maximum stress and maximum deformation

2.3模態(tài)分析

由于壓板結構復雜，其質量和彈性是連續(xù)分布的，所以需借助于有限元方法，將壓板簡化為有限多個自由度振動系統(tǒng)[13-15]，其自由振動的運動微分方程為：

Mx+Kx=0

(3)

式中:M為壓板有限元模型的質量矩陣;K為壓板有限元模型的剛度矩陣;x為壓板振動的位移向量。

設n自由度系統(tǒng)的運動微分方程為：

xi=Aisin(pt+φ)，i=1，2，3，…，n

(4)

設系統(tǒng)的各坐標作同步諧振動。式(4)可表示為：

x=Asin(pt+φ)

(5)

將式(5)代入(3)式，可得

KA-p2MA=0

(6)

要使A有不全為0的解，必須使其系數行列式等于0，于是得到系統(tǒng)的頻率方程

K-p2M=0

(7)

由式(7)可求出p，即系統(tǒng)的固有頻率。把各固有頻率特征值代入式(6)可分別求得相對應的A。A為p對應的特征向量，即系統(tǒng)的主振型。

用ANSYS軟件分析了固定壓板在固定狀態(tài)下的前10階固有頻率，其頻率及振型描述見表2。由于發(fā)動機運行時轉速從低向高變化，低階固有頻率更容易達到，它們對壓板的振動特性影響較大，故只列出前2階振型如圖4所示。由前面分析可知，6135柴油機的轉速為600～1 800 r·min-1，曲軸轉2圈凸輪軸轉動1圈，故凸輪軸轉速為300～900 r·min-1，凸輪軸每轉1圈，氣門彈簧被壓下1次，固定壓板就承受1次載荷，載荷頻率為5～15 Hz，載荷作用的最高頻率約為第1階固有頻率的1/6左右，故載荷作用不會引起共振。但是固定壓板的振動激勵不僅來自于氣門彈簧的載荷，還來自于內燃機的振動。

忽略發(fā)動機的不平衡因素，發(fā)動機工作的振動主要來自于燃燒產生的扭矩波動。作用在活塞上的燃燒壓力轉換成旋轉動力， 曲軸每轉動2圈，燃燒發(fā)生1次，這就產生扭矩波動，對于六缸發(fā)動機曲軸每轉1圈就有3次扭矩波動。

表2 固定壓板的固有頻率和振型Table 2 Natural frequency and vibration mode of fixed plate

圖4 固定壓板的前2階模態(tài)分析結果Fig.4 The first two steps modal analysis results of fixed plate

根據6135柴油機的轉速算出這種扭矩波動的頻率可達到30～90 Hz。氣門控制裝置實現減壓起動和分缸斷油都是在發(fā)動機轉速較低的工況，高轉速下，控制裝置不工作，不承受氣門彈簧的載荷。發(fā)動機的振動不同于氣門彈簧的周期性載荷，不論控制裝置是否處于工作狀態(tài)，高轉速下發(fā)動機的振動激勵都會通過螺栓作用在固定壓板上。根據發(fā)動機轉速估算的振動頻率已達到90 Hz這與第一

階固有模態(tài)頻率非常接近，這就有可能造成共振。因此，采用ANSYS軟件進行該裝置的諧響應分析，分析在振動載荷作用下的響應情況。

2.4諧響應分析

圖5為諧響應分析結果，諧響應分析分析了固定壓板在各種頻率發(fā)動機振動載荷作用下的響應情況。由圖5可以看出，當由搖臂座向固定壓板施加5 mm幅值的簡諧載荷時，其響應基本發(fā)生在壓板的固有頻率附近，最大響應發(fā)生在720 Hz時(對應第8階模態(tài))，換算到6135柴油機上對應轉速為14 400 r·min-1，這顯然是不可能達到的。

圖5 諧響應分析結果Fig.5 Harmonic response analysis results

我們主要關心的是轉速所能達到的第1階模態(tài)的響應情況，第1階模態(tài)最大位移點的位移響應為7.989 mm,最大應力點的應力響應為114.43 MPa。由于6135柴油機最高轉速下扭矩波動的估算頻率可達到90 Hz，與第1階模態(tài)非常接近，這對控制裝置的運行不利。所以提高固定壓板的固有頻率，有利于提高氣門控制裝置的可靠性。

3 改進與分析

由式(6)可得：

(8)

式中：A(i)是對應固有頻率pi的主振型

(9)

根據質量和剛度對壓板固有頻率的影響，對壓板的結構做出相應改動。由圖2瞬態(tài)動力學分析結果可知，固定壓板拐角處應力比較集中，而且前2階模態(tài)的部分振型也是繞此位置的擺動，所以這一區(qū)域的剛度是主要的改進方向。這里通過改變拐角處圓角半徑，將原半徑5 mm的圓角改為15 mm。

3.1改進后的瞬態(tài)分析結果

改進后的固定壓板，由于拐角處的圓角增大，增大了拐角處到壓板左下角點連線截面的截面積，增大了剛度，系統(tǒng)阻尼也有所改變。

重新進行仿真運算，改進后的瞬態(tài)分析結果如圖6所示，在0.06 s時應力和位移均已基本趨于穩(wěn)定，比改進前的穩(wěn)定時間0.07 s左右下降了14.28%。由圖6(a)可以看出，拐角處相同位置第二載荷步前期的應力變化范圍為83.4 MPa至33.6 MPa之間，應力最終穩(wěn)定在了52.1 MPa處，此時該拐角處已不是壓板上的最大應力位置。與改進前相比，第二載荷步前期的應力變化范圍有所減小，穩(wěn)定后的應力數值降低了43%。從圖6(b)可知壓板左上角點第二載荷步前期的位移變化范圍0.022～0.058 mm，最終穩(wěn)定在0.036 mm，變形量的變化幅度與改進前相比下降了29.6%。所以，圓角半徑的變化，使壓板的瞬態(tài)應力、變形及穩(wěn)定時間均有所改善。

圖6 改進后最大應力與最大變形處的時間歷程曲線Fig.6 Improved time course curve of the maximum stress and maximum deformation

3.2改進后的模態(tài)分析和諧響應分析結果

從改進后的模態(tài)分析結果可以看出，前2階的振型與改進前類似，如圖7所示，壓板的固有頻率由原來的93.919Hz、144.76 Hz變?yōu)?09.9Hz、155.127Hz，以第1階固有頻率為例，固有頻率提高了16.05%。其諧響應曲線如圖8所示，壓板的第1階振動響應的位移和應力基本不變，但第一階的響應頻率移動到了110 Hz，可有效避開發(fā)動機最高轉速下的振動激勵。

圖7 改進后的前2階模態(tài)分析結果Fig.7 The improved first two steps modal analysis results of fixed plate

圖8 改進后的諧響應分析結果Fig.8 The improved harmonic response analysis results

4 結論

1)沖擊載荷作用下，應力由墊塊與壓板接觸處向壓板拐角處傳遞，最大應力集中在壓板拐角處, 沖擊載荷會造成壓板的振動，應力最大可達到143.25 MPa，最大變形可達到0.082 4 mm，壓板的應力和變形按簡諧規(guī)律衰減變化。

2)壓板的第1階固有頻率為93.919 Hz，氣門彈簧的作用頻率遠小于壓板的固有頻率，而發(fā)動機在最高轉速下的振動激勵頻率可達到90 Hz會引起壓板的共振。

3)將壓板拐角處圓角半徑增大至15 mm可提高壓板剛度，提高固有頻率，使第1階固有頻率提升了16.05%,第1階響應頻率由90 Hz提升至110 Hz有利于避開共振，同時，對靜載荷和沖擊載荷的承受情況均有明顯改善，穩(wěn)定后的應力數值降低了43%，沖擊造成的擺動幅值下降了29.6%，穩(wěn)定時間下降了14.28%，這些都有利于氣門控制裝置可靠性的提高。

[1] 牛剛學.柴油機自動減壓起動方案與潛力[J].內燃機與配件，2011(7)：33-34.

[2] 張登攀，袁銀楠.車用汽油機的停缸節(jié)油技術[J].小型內燃機與摩托車，2007，36(6)：89-93.

[3] 班立權，郜永濤.內燃機車柴油機停缸節(jié)油技術設計研究[J].內燃機，2014(1):48-51.

[4] 俞曉璇，常思勤.基于電磁驅動氣門的發(fā)動機停缸技術研究[J]. 車用發(fā)動機，2011(2):29-32.

[5] 黃俊, 周斌.停缸技術對柴油機燃油經濟性和排放的影響[J].內燃機，2016(3):9-12.

[6] 張洪才.ANSYS14.0理論解析與工程應用實例[M].北京；機械工業(yè)出版社，2015.

[7] 張洪信.ANSYS基礎與實例教程[M].北京；機械工業(yè)出版社，2013：121-129.

[8] 王連森.機車柴油機氣門彈簧強度分析[J].柴油機，2009(2):39-41.

[9] 彭宇，郝志勇.利用有限元技術獲得彈簧參數[J].浙江大學學報，2008，42(10):1756-1760.

[10] 鄭光澤.考慮發(fā)動機系統(tǒng)耦合振動影響的配氣機構動力學分析[J].機械設計與制造，2015(10):55-59.

[11] 吳震宇.隨機載荷下內燃機軸系動力可靠性分析[J]. 振動、測試與診斷，2010，30(4):534-538

[12] 閆軍朝.柴油機配氣機構運動學與動力學分析[J]. 中國農機化學報，2016，37(2):142-145.

[13] 劉習軍.工程振動與測試技術[M].2版，天津；天津大學出版社，2005.

[14] 馬永列.結構模態(tài)分析實現方法的研究[D].杭州：浙江大學，2008.

[15] 張雷.轎車車身剛度及模態(tài)分析研究[D].合肥：合肥工業(yè)大學，2007.

(責任編輯：蔣國良)

DynamicanalysisofinternalcombustionenginevalvecontroldevicebasedonANSYS

LIAN Meng1, DENG Ziqing2, LI Baoqian3

(1.Yellow River Conservancy Technical Institute, Kaifeng 475004，China；2.Department of Mechanical Engineering, Zhumadian Technician College，Zhumadian 463000，China；3.Mechanical and Electrical Engineering College of Henan Agricultural University，Zhengzhou 450002，China)

In this paper, a new type of valve opening cylinder control device was introduced. The device can realize cylinder deactivation and decompression starting. In order to verify its reliability, the control device installed on the 6135 diesel engine was taken for example. The transient dynamic analysis, modal analysis and harmonic response analysis of the fixed plate were carried out by using ANSYS software. The stress, deformation, natural frequency and the response of the vibration excitation load were analyzed, and the optimization was carried out . The analysis results show that increasing the radius of the fixed plate corner to 15 mm can increase the rigidity of the fixed plate, and the natural frequency. The first order natural frequency was increased by 16.05%, and the first order response frequency increase from 90 Hz to 110 Hz was helpful to avoid the resonance. At the same time, the static load and impact load are obviously improved.The stable stress value was reduced by 43%, the oscillation amplitude decreased by 29.6%,and the stable time dropped by 14.28%.It is beneficial to improve the reliability of valve control device.

internal combustion engine；fixed plate; modal analysis; transient analysis; harmonic response analysis

TP391.9

：A

2016-10-11

河南省中小企業(yè)創(chuàng)新基金項目(132203210042)

連 萌(1982-)，男，河南鄭州人，講師，碩士，從事農業(yè)機械方面的研究。

李保謙(1961-)，男，河南許昌人，教授。

1000-2340(2017)03-0348-07