發(fā)動機(jī)凸輪軸優(yōu)化設(shè)計(jì)

張敏捷，韓飛

（上海工程技術(shù)大學(xué)，上海 201620）

1 概述

凸輪軸是發(fā)動機(jī)的重要部件。凸輪運(yùn)動規(guī)律直接影響發(fā)動機(jī)的功率指標(biāo)、排放指標(biāo)等，起著舉足輕重的作用。降低凸輪軸質(zhì)量對減少發(fā)動機(jī)排量有積極的作用。隨著發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速的不斷提高，對凸輪軸運(yùn)動的平穩(wěn)性、耐磨性、抗扭強(qiáng)度、以及疲勞壽命提出了更高的要求。在滿足上述要求的情況下，實(shí)現(xiàn)發(fā)動機(jī)的輕量化、低成本、以及節(jié)能環(huán)保的目的。

2 配氣機(jī)構(gòu)動力學(xué)分析

本文選取大眾某款發(fā)動機(jī)為研究對象，配氣機(jī)構(gòu)如圖 1所示：

圖1 配氣機(jī)構(gòu)簡圖

2.1 利用CATIA進(jìn)行三維建模

首先使用CATIA軟件對目標(biāo)配氣機(jī)構(gòu)進(jìn)行建模，如圖2所示：

2.2 運(yùn)用ADAMS建立凸輪軸動力學(xué)分析

本文所研究的配氣機(jī)構(gòu)是在凸輪軸轉(zhuǎn)速為 3000r/min時

的動力學(xué)分析，已知凸輪軸動力學(xué)分析模型參數(shù)如表1：

圖2 配氣機(jī)構(gòu)三維建模圖

表1 凸輪軸動力學(xué)分析模型參數(shù)

轉(zhuǎn)速為 3000 r/min 時，凸輪軸轉(zhuǎn)動5圈，計(jì)算分析氣門的動力學(xué)升程、速度、加速度、凸輪與滾珠搖臂接觸力隨凸輪軸轉(zhuǎn)角變化情況，計(jì)算結(jié)果如下圖所示，圖中位移單位為mm，速度單位為 mm/s，加速度單位為mm/s2，接觸力單位為 N。將建立好的配氣機(jī)構(gòu)以及參數(shù)導(dǎo)入ADAMS軟件得到動力學(xué)仿真結(jié)果如圖3所示：

圖3 ADAMS動力學(xué)仿真結(jié)果

從曲線可知，氣門運(yùn)動平穩(wěn)，氣門升程在 8mm左右，與原發(fā)動機(jī)實(shí)際運(yùn)行結(jié)果一致。氣門速度曲線連續(xù)，無飛脫現(xiàn)象，由于曲線顯示5圈的運(yùn)動狀況，加速度曲線變化比較明顯，每圈平均最大加速度為4000m/s2，凸輪與搖臂平均最大接觸力為900N，符合實(shí)際情況?？芍⒌膭恿W(xué)模型符合配氣機(jī)構(gòu)實(shí)際運(yùn)行狀態(tài)，能夠?yàn)橄旅娴乃矐B(tài)動力學(xué)分析提供基礎(chǔ)。

3 凸輪軸瞬態(tài)動力學(xué)分析

瞬態(tài)分析可以確定承受任意時間變化載荷結(jié)構(gòu)的動力學(xué)響應(yīng)。凸輪軸轉(zhuǎn)動時，凸輪在不同時間所承受的應(yīng)力、扭矩等是變化的，為了得到精準(zhǔn)的受力狀況，需對其進(jìn)行瞬態(tài)動力學(xué)分析。凸輪軸受力主要是凸輪在運(yùn)轉(zhuǎn)過程中的自身的慣性力，燃?xì)鈮毫σ约皻忾T彈簧力，為了方便進(jìn)行瞬態(tài)動力學(xué)分析，假設(shè)受力形式為集中力，規(guī)定受力集中部位。

將建立好的凸輪軸模型導(dǎo)入workbench中，并劃分表格，添加約束。瞬態(tài)動力學(xué)結(jié)果分析如圖4所示：

圖4 凸輪軸瞬態(tài)動力學(xué)分析結(jié)果

其中，每一個氣缸做功時均有一組數(shù)據(jù)，這里由于篇幅所限，只取其中的最大值，其結(jié)果如表2所示：

表2 凸輪軸瞬態(tài)動力學(xué)分析結(jié)果

查表可知：45號鋼屈服強(qiáng)度355Mpa，安全系數(shù)為2.5，許用應(yīng)力 142Mpa。由實(shí)際狀況可知：滿足使用要求，凸輪軸最大撓度不能超過0.5mm。經(jīng)比較，原凸輪軸滿足使用要求。

4 基于最優(yōu)化算法與工藝要求，完成凸輪軸結(jié)構(gòu)優(yōu)化

為了擴(kuò)大軸中心孔，降低凸輪軸質(zhì)量，通過觀察凸輪軸中心孔直徑變化時，凸輪軸所受的等效應(yīng)力與總變形的變化情況，來保證等效應(yīng)力與總變形在一定范圍內(nèi)，使凸輪軸滿足使用功能。凸輪軸的初始參數(shù)如表3所示：

表3 原凸輪軸初始參數(shù)

系統(tǒng)在15～20之間隨機(jī)生成9個數(shù)，作為內(nèi)孔直徑的大小，進(jìn)行計(jì)算。所得數(shù)據(jù)擬合曲線如圖5所示：

圖5 Design Explorer運(yùn)算數(shù)據(jù)擬合曲線

由圖5可知，隨著內(nèi)孔直徑的增大，凸輪軸的最大變形量與最大等效應(yīng)力均增大。當(dāng)內(nèi)孔直徑為18.75mm時，凸輪軸最大等效應(yīng)力為 121.97Mpa，接近許用應(yīng)力，使得工作不太安全。所以內(nèi)孔直徑應(yīng)小于18.75mm。當(dāng)內(nèi)孔直徑為18.125時，凸輪軸最大等效應(yīng)力為114.95Mpa，滿足使用功能。

為了獲得更精確的數(shù)據(jù)，我們以0.02為間隔由小到大對凸輪軸內(nèi)徑進(jìn)行取值，所得關(guān)鍵數(shù)據(jù)如圖6所示：

圖6 凸輪軸內(nèi)徑精確取值運(yùn)算數(shù)據(jù)

為方便加工工藝，確定凸輪軸優(yōu)化后的內(nèi)孔直徑為18mm。

5 檢驗(yàn)優(yōu)化結(jié)果

5.1 數(shù)據(jù)分析

優(yōu)化后的凸輪軸內(nèi)徑為 18mm。當(dāng)內(nèi)徑擴(kuò)大時，整個凸輪軸的質(zhì)量、變形量和等效應(yīng)力都會發(fā)生變化，其前后對比如表4所示：

表4 凸輪軸優(yōu)化前后對比

優(yōu)化后的凸輪軸最大變形量為0.055218，最大等效應(yīng)力為113.61，均滿足使用要求，同時質(zhì)量減輕156.84g。

5.2 發(fā)動機(jī)臺架實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

為了進(jìn)一步驗(yàn)證凸輪軸的可靠性，我們將凸輪軸安裝到發(fā)動機(jī)內(nèi)進(jìn)行臺架實(shí)驗(yàn)，驗(yàn)證凸輪軸是否可靠，優(yōu)化結(jié)果如何。優(yōu)化結(jié)果如圖7所示：

圖7 優(yōu)化后凸輪軸臺架實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)

安裝優(yōu)化后凸輪軸的發(fā)動機(jī)質(zhì)量從原來的 113.85g減少到113.69g，同時功率從80kw提高到了84kw，功率質(zhì)量比從0.702 kW/Kg提高到了0.739kW/Kg。

6 結(jié)論

優(yōu)化后的凸輪軸內(nèi)徑為 18mm。對比原凸輪軸，優(yōu)化后的凸輪軸內(nèi)徑增大了2mm，在保證凸輪軸正常工作的情況下使凸輪軸減少質(zhì)量156.84g，減少率為14.26%。通過臺架實(shí)驗(yàn)表明安裝優(yōu)化后的凸輪軸的發(fā)動機(jī)質(zhì)量減輕，功率上升，從而使得發(fā)動機(jī)的功率質(zhì)量比有所上升。與此同時，保證了凸輪軸的平穩(wěn)性、耐磨性、抗扭強(qiáng)度以及其本身的使用性能，從而實(shí)現(xiàn)了發(fā)動機(jī)的輕量化、低成本以及節(jié)能環(huán)保的目的。

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