文獻(xiàn)翻譯二級(jí)學(xué)院班級(jí)學(xué)生姓名學(xué)號(hào)賽車摩托車發(fā)動(dòng)機(jī)配氣機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)和開發(fā)摘要

本文介紹了高速賽車摩托車發(fā)動(dòng)機(jī)配氣機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)和開發(fā)。在項(xiàng)目的開始，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速被設(shè)置為14000r/min，然后逐漸升高，最終提高到16000r/min。本文敘述的設(shè)計(jì)進(jìn)展和描述的組件包括凸輪軸、挺柱、墊片、氣門墊圈和氣門彈簧。配氣機(jī)構(gòu)動(dòng)態(tài)分析軟件的任務(wù)如下。

1、評(píng)估新配氣機(jī)構(gòu)的動(dòng)力學(xué)和耐久性設(shè)計(jì)新的凸輪輪廓為每一個(gè)設(shè)計(jì)的組件設(shè)置限速

4、檢測(cè)故障

這些任務(wù)都包含在本文中。前言馬來西亞國(guó)家石油公司2003年開始開發(fā)FP1世界超級(jí)摩托車錦標(biāo)賽摩托系列。盡管世界超級(jí)摩托規(guī)則改變，允許使用排量為1000cc的4缸發(fā)動(dòng)機(jī)，然而在2004年到2006年期間，馬來西亞國(guó)家石油公司還在和里卡多一起改進(jìn)排量為900cc的3缸發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)FP1。馬來西亞國(guó)家石油公司決定將FP1發(fā)動(dòng)機(jī)的排量提高到1000cc，但是由于成本的限制，缸徑(88.0毫米)和沖程(49.3毫米)在本項(xiàng)目中無法被改變。在項(xiàng)目中可以明顯的看到：發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和輸出功率均按要求提高了并給出了更寬的變化范圍。高速配氣機(jī)構(gòu)的發(fā)展有很長(zhǎng)的歷史和許多已知的問題、缺陷以及矛盾(見參考文獻(xiàn)1、2和3)。甚至對(duì)配氣機(jī)構(gòu)的一個(gè)簡(jiǎn)單設(shè)計(jì)變量和約束條件都有困惑。傳統(tǒng)意義上來講配氣機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)改進(jìn)后需要長(zhǎng)時(shí)間的進(jìn)行原型測(cè)試。發(fā)動(dòng)機(jī)開發(fā)團(tuán)隊(duì)的方法是依靠先進(jìn)的分析工具和精密的測(cè)試來驗(yàn)證設(shè)計(jì)內(nèi)容。本文就是配氣機(jī)構(gòu)的開發(fā)報(bào)告。組件開發(fā)歷史

綜述世界超級(jí)摩托車錦標(biāo)賽的規(guī)則沒有限制排量為900cc的3缸發(fā)動(dòng)機(jī)的速度，所以發(fā)動(dòng)機(jī)開發(fā)團(tuán)隊(duì)希望通過增加發(fā)動(dòng)機(jī)的最大控制速度來增加發(fā)動(dòng)機(jī)功率。配氣機(jī)構(gòu)被確認(rèn)為限制發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的重要因素，所以想要提高發(fā)動(dòng)機(jī)的速度必須開發(fā)配氣機(jī)構(gòu)。設(shè)定的目標(biāo)是16000r/min。26.29m/s對(duì)于沖程為49.3mm的FP1來說是一個(gè)具有挑戰(zhàn)性的活塞平均速度。

世界超級(jí)摩托車錦標(biāo)賽的規(guī)則指出禁止改變主要鑄件，所以我們可以從改變配氣機(jī)構(gòu)的零件出發(fā)（這對(duì)于擁有較低的質(zhì)量和用于方程式賽車很有潛質(zhì)）。使用氣動(dòng)彈簧也被禁止了。因此有必要在保證耐久性的條件下降低配氣機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)件的質(zhì)量。下面總結(jié)了每個(gè)零件所作的改變。凸輪軸

凸輪軸是由16nicr11鋼加工而成。凸輪軸頸和凸輪緣被淬火硬化的深度為1.6mm，然后碳氮共滲最后得到的表面硬度為40-42HRc。接著將凸輪軸頸進(jìn)行研磨。基準(zhǔn)的凸輪軸外徑為24.5mm，內(nèi)徑為16mm。本設(shè)計(jì)中內(nèi)部直徑提高到17mm并且正時(shí)齒輪安裝法蘭盤如圖1所示。這些措施使凸輪軸的質(zhì)量和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量分別減少8.4%和10.3%。圖1凸輪軸末端法蘭盤氣門

基準(zhǔn)氣門(進(jìn)氣和排氣)是由鈦合金Ti6242+0.2si制作而成的。進(jìn)氣門利用緊密的"+?(α+β)晶粒結(jié)構(gòu)解決老化問題，使進(jìn)氣門在溫度(達(dá)到500℃)時(shí)依然具有很高的硬度(42-45HRc)，表現(xiàn)出優(yōu)秀的抗疲勞和交變應(yīng)力能力。排氣門在之前的β晶粒層間加了αβ結(jié)構(gòu)以應(yīng)對(duì)高溫和老化，表現(xiàn)出抗疲勞和交變應(yīng)力的能力高達(dá)800℃。進(jìn)、排氣門都有鉬合金涂層，將等離子體噴在氣門桿上以減少摩擦損失和防止氣門導(dǎo)管磨損。給氣門加上NiCr金屬陶瓷涂層并通過一個(gè)高速氧燃料火焰，使其表面受到保護(hù)。接著對(duì)氣門座等離子氣相沉積CrN進(jìn)行測(cè)試，以解決氣門座老化的問題。發(fā)現(xiàn)該涂層表現(xiàn)良好，但它曾因吸收大量碎片而導(dǎo)致氣門座磨損，所以該涂層不用于競(jìng)賽生產(chǎn)零件。氣門供應(yīng)商已經(jīng)開發(fā)出氣門桿直徑為4.5mm的空心氣門，減少進(jìn)氣門的質(zhì)量使得該方法應(yīng)用于FP1進(jìn)氣門。

然而，減少截面慣性矩的最終方法是將之前直徑為2.25mm孔擴(kuò)展5mm，氣門桿的直徑僅為3.5%，所以空心氣門被證明是一個(gè)可靠的方法減少質(zhì)量1.4g。進(jìn)氣門的二次設(shè)計(jì)迭代是通過改變氣門形式來減少質(zhì)量，給直徑為40mm的氣門頭部增加了一個(gè)11?的后角，這就進(jìn)一步的減少了2.1克。這種技術(shù)降低了氣門的剛度和強(qiáng)度并且可能給氣門座帶來問題甚至導(dǎo)致氣門故障。此外，氣門的幾何形狀變化也會(huì)影響到氣體進(jìn)入氣缸的流動(dòng)特性。然而，在這種情況下，顯著的減重提高的氣門耐用性和發(fā)動(dòng)機(jī)產(chǎn)生額外功率超過了流量的損失。氣門的基本尺寸如表1所示，這些都是基本不變的，除了從緊固帽到緊固閥盤長(zhǎng)度有輕微的減少。表1氣門尺寸參數(shù)基準(zhǔn)最終進(jìn)氣門頭部直徑（mm）36.036.0進(jìn)氣門桿部直徑（mm）5.05.0進(jìn)氣門長(zhǎng)度（mm）93.793.2排氣門頭部直徑（mm）30.030.0排氣門桿部直徑（mm）5.05.0排氣門長(zhǎng)度（mm）95.095.0挺柱挺柱是由鋼經(jīng)過淬硬(H11)，接著熱處理使其達(dá)到51-54HRc、回火、研磨然后拋光使表面粗糙度約為0.05Ra，最后使用金剛石碳(DLC)涂層。DLC膜大約是3um厚，應(yīng)用等離子輔助化學(xué)蒸鍍工藝。這種涂層十分堅(jiān)硬(2500Hv)，可用于減少摩擦和磨損。

基準(zhǔn)挺柱的傳統(tǒng)設(shè)計(jì)和第一次設(shè)計(jì)迭代涉在挺柱裙部引入大型槽到以降低質(zhì)量(見圖2)。這個(gè)概念以前曾被開發(fā)但未被使用，因?yàn)楦咚侔l(fā)動(dòng)機(jī)已改用低質(zhì)量的小型配氣機(jī)構(gòu)。然而，有槽挺柱的耐久性很快就被認(rèn)可，并使質(zhì)量減少4.9克。圖2裙部有槽挺柱

二次迭代降低了頂厚減薄了壁厚(見表2)這使得質(zhì)量進(jìn)一步降低了2.6克。對(duì)這些部分進(jìn)行測(cè)試，證明其有足夠的耐久性，雖然由于挺柱頂部的彎曲使DLC偶爾會(huì)出現(xiàn)一些磨損跡象。

表2挺柱大小參數(shù)基準(zhǔn)最終外徑（mm）32.032.0總長(zhǎng)度（mm）23.523.5中央頂厚度（mm）3.33.0最小壁厚（mm）0.80.7裙部是否有槽（mm）沒有有

彈簧

在整個(gè)項(xiàng)目中使用的彈簧都是由鋼制成的。彈簧制造商非常注意保護(hù)彈簧的材料、表面處理和疲勞強(qiáng)度的信息，所以沒有進(jìn)一步的數(shù)據(jù)可以提供。一個(gè)額定轉(zhuǎn)速為13500rpm的彈簧被設(shè)計(jì)出來了，但是一旦發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速提高各種問題就開始出現(xiàn)(見下節(jié))。

從幾個(gè)不同的彈簧供應(yīng)商處采購(gòu)和測(cè)試，最終選擇NHK。他們提供了一款彈簧滿足汽油機(jī)最大速度為15500rpm，凸輪的峰值和可使用時(shí)間分別是12mm和300萬個(gè)周期。外彈簧是右旋，內(nèi)彈簧是左旋。彈簧的設(shè)計(jì)目標(biāo)0.1毫米的干涉，兩端進(jìn)行精細(xì)的倒角。這個(gè)彈簧的設(shè)計(jì)被用于大多數(shù)的項(xiàng)目，但在最后一個(gè)賽季出現(xiàn)一個(gè)進(jìn)一步優(yōu)化的彈簧設(shè)計(jì)(見表3)，此設(shè)計(jì)在凸輪輪廓的其峰值減少到11mm的時(shí)可以給出一個(gè)更高額定轉(zhuǎn)速16000rpm。表3彈簧尺寸參數(shù)基準(zhǔn)最終內(nèi)外內(nèi)外鐵絲直徑（mm）29.03.952.903.7線圈直徑（mm）17.924.7517.123.7安裝長(zhǎng)度（mm）32.632.628.7528.75安裝力（mm）153298130279彈簧座、墊片和鎖夾

彈簧座是由自馬氏體高強(qiáng)度熱處理鋼(C300)加工，與氮化硬度達(dá)到61-64HRc的彈簧配合。經(jīng)過淬火的氣門頂帽位于每個(gè)氣門桿頂部。由于發(fā)動(dòng)機(jī)的速度增加(見后部分)，因此對(duì)這些組件重新進(jìn)行設(shè)計(jì)，以提高耐用性和減少質(zhì)量。

第一個(gè)設(shè)計(jì)迭代涉是修改氣門頂帽到彈簧座的一個(gè)固定間隙(見圖3)。這樣既減少了質(zhì)量，又提高了彈簧座的耐久性和消除氣門桿頭磨損。修改后的氣門頂帽和彈簧座的材料是冷作模具鋼C300通過淬火硬化到57-61HRc，然后研磨和拋光。

圖3基準(zhǔn)和最終配氣機(jī)構(gòu)進(jìn)氣門截面改變氣門導(dǎo)管相對(duì)于氣門的位置以適應(yīng)新的彈簧座的設(shè)計(jì)如圖3所示，但在該項(xiàng)目中鎖夾保持不變。組件的質(zhì)量

對(duì)部分組件質(zhì)量的變化列于表4。表4配氣機(jī)構(gòu)質(zhì)量質(zhì)量（kg）基準(zhǔn)最終進(jìn)氣門0.02430.0208排氣門0.02220.0214挺柱0.03350.0260墊片(帽或盤)0.00100.0008鎖夾0.00020.0002彈簧座0.00800.0072外彈簧有效質(zhì)量0.01150.0093內(nèi)彈簧有效質(zhì)量0.00620.0051進(jìn)氣門運(yùn)動(dòng)有效質(zhì)量0.08470.0694排氣門運(yùn)動(dòng)有效質(zhì)量0.08260.0700最后的配氣機(jī)構(gòu)如圖4所示。圖4最終通過的配氣機(jī)構(gòu)截面配氣機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)分析配氣機(jī)構(gòu)分析軟件進(jìn)行了運(yùn)動(dòng)學(xué)分析(用于設(shè)計(jì)凸輪輪廓線、計(jì)算靜態(tài)力和油膜厚度等)

和動(dòng)力學(xué)分析(用于確定動(dòng)態(tài)氣門運(yùn)動(dòng)、動(dòng)態(tài)力和彈簧振動(dòng))。

比較基準(zhǔn)設(shè)計(jì)和最終設(shè)計(jì)，對(duì)進(jìn)氣門的結(jié)果進(jìn)行分析，將在本節(jié)中進(jìn)行講解。氣門開度更大進(jìn)氣效率更高，那么就要求具有更高的凸輪行程，這使得配氣機(jī)構(gòu)在進(jìn)氣時(shí)每一個(gè)方面都表現(xiàn)出最壞的情況。圖5顯示了基準(zhǔn)設(shè)計(jì)和最終設(shè)計(jì)的進(jìn)氣門的運(yùn)動(dòng)加速度的比較。圖5氣門運(yùn)動(dòng)加速度與曲柄角

表5列出了一些重要的基準(zhǔn)設(shè)計(jì)和最終設(shè)計(jì)的運(yùn)動(dòng)學(xué)參數(shù)。凸輪峰值降低了1mm，周期略有增加。氣門升程峰值和周期的選擇很顯然是為了適應(yīng)高速運(yùn)行。最后選擇的是能滿足性能模擬并能通過廣泛的發(fā)動(dòng)機(jī)性能測(cè)試的凸輪輪廓。凸輪峰值降低使進(jìn)氣門L/D比率下降，反而稍微增加了升力面積積分(一個(gè)無量綱參數(shù)定義為升程曲線下的面積除以理論最大升程曲線下的面積)。表5運(yùn)動(dòng)參數(shù)參數(shù)基準(zhǔn)最終氣門運(yùn)動(dòng)升程峰值L（mm）12.011.0內(nèi)部座圈直徑D（mm）35.035.0L/D0.3430.314升力面積積分0.5550.557緩沖段的角度（deg）307.2310.0緩沖段的高度（mm）0.200.0緩沖段的速度（m/s）0.432@14000rpm0.500@16000rpm氣門開啟時(shí)的加速度（m/s）29818@14000rpm33404@16000rpm凸輪頂端時(shí)氣門的加速（m/s）11530@14000rpm13305@16000rpm氣門關(guān)閉時(shí)的加速度（m/s）36962@14000rpm41554@16000rpm開口側(cè)及速度比2.512.51關(guān)閉側(cè)加速度比3.213.12相同的氣門每循環(huán)緩沖段的高度是0.2mm并且緩沖段的運(yùn)動(dòng)速度保持不變，從表中可以看到當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的增加時(shí)實(shí)際緩沖段的速度。發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的增加，在升程和降程時(shí)氣門的加速度（凸輪兩側(cè)）下降了13—16%如圖5所示，但是氣門動(dòng)態(tài)加速度峰值提高了12—15%。加速比保持在類似的值。

凸輪/挺柱的耐久性從接觸應(yīng)力、潤(rùn)滑油膜厚度和挺柱邊緣間隙(凸輪/挺柱接觸線到挺柱的邊緣)來評(píng)估。結(jié)果如表6所示。

最高接觸應(yīng)力的發(fā)生在凸輪的突出部分當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)低轉(zhuǎn)速時(shí)，但賽車發(fā)動(dòng)機(jī)很少處于低速。最終的設(shè)計(jì)中用較大的凸輪半徑來降低接觸應(yīng)力。發(fā)動(dòng)機(jī)高速轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)這種情況被逆轉(zhuǎn)(參見圖6)，而最終的配氣機(jī)構(gòu)在額定轉(zhuǎn)速下產(chǎn)生了更高的接觸應(yīng)力。

凸輪/挺柱的接觸應(yīng)力在計(jì)算時(shí)使用動(dòng)態(tài)力。表6凸輪/挺柱的耐久性參數(shù)基準(zhǔn)最終空轉(zhuǎn)時(shí)凸輪挺柱接觸應(yīng)力峰值（N/mm）831@3500rpm764@3500rpm額定轉(zhuǎn)速時(shí)凸輪挺柱接觸應(yīng)力峰值（N/mm）400@14000rpm436@16000rpm凸輪升程潤(rùn)滑油膜厚度峰值（um）0.2950.278Deschler和Wittman數(shù)峰值0.2070.272額定轉(zhuǎn)速時(shí)油膜厚度小于0.1um的連續(xù)曲柄度數(shù)8.267.86最小挺柱邊緣間隙（mm）0.301.90

圖6模擬發(fā)動(dòng)機(jī)高速時(shí)凸輪/挺柱靜態(tài)接觸應(yīng)力潤(rùn)滑油膜厚度與曲柄角如圖7所示。這個(gè)圖顯示了與基準(zhǔn)配氣機(jī)構(gòu)和最終配氣機(jī)構(gòu)油膜厚度的形狀特征。凸輪兩邊的油膜厚度高而凸輪頂端油膜厚度低。通常用Deschler和Wittman數(shù)(見參考文獻(xiàn)2)來評(píng)估凸輪的油膜厚度。評(píng)估范圍通常是在0.15到0.25。對(duì)于最終的設(shè)計(jì)，是略超過這個(gè)上限的，但沒有出現(xiàn)問題。

在側(cè)面/頂端過渡油膜處有一個(gè)膜厚非常低的區(qū)域，它作為潤(rùn)滑劑相對(duì)速度不為零。這一區(qū)域潤(rùn)滑油膜的厚度預(yù)測(cè)是小于01.um的，其對(duì)應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角范圍預(yù)計(jì)小于10度。圖7凸輪/挺柱上的油膜厚度與曲軸轉(zhuǎn)角對(duì)于具有較高的升力的基準(zhǔn)凸輪輪廓線，挺柱邊緣間隙非常低(0.3毫米)，但就像升程的降低一樣這樣的升高對(duì)于增大充氣效率是非常有必要的?？梢钥紤]減少挺柱的直徑，但這是有限的，因?yàn)楸仨殱M足挺柱和外彈簧之間的間隙，所以種方案帶來的好處非常少。

對(duì)配氣機(jī)構(gòu)的動(dòng)態(tài)性能方面也進(jìn)行了評(píng)估。我們所利用的軟件是專用的配氣機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)測(cè)試軟件，它具有測(cè)試廣泛的多體動(dòng)力學(xué)的能力，對(duì)于配氣機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)分析測(cè)試準(zhǔn)確并且使用方便。用于評(píng)估配氣機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)的模型如圖8所示。圖8單氣門模型

用凸輪軸抗彎剛度和凸輪軸軸承支撐剛度代替凸輪節(jié)點(diǎn)剛度。建立一個(gè)偏心凸輪/挺柱

模型用以計(jì)算挺柱頂端的剛度。盡管有多個(gè)剛度和質(zhì)量模型可供選擇，但氣門桿通常是軸向剛度模型。氣門座和氣門頭部是彎曲剛度模型。氣門、彈簧座、墊片和鎖夾則是集中質(zhì)量模型。每個(gè)氣門彈簧(每個(gè)8圈)都是一系列集中質(zhì)量模型用以連接各單元的剛度，用這個(gè)模型來研究彈簧自身線圈沖擊和彈簧與其末端配件的聯(lián)系。

阻尼的衰減與氣門彈簧的彈簧圈之間的相互作用（例如彈簧被壓縮時(shí)的改變）是密切相關(guān)的，所以很難建立明確的模型。對(duì)于這個(gè)項(xiàng)目所采取的方法是同時(shí)進(jìn)行兩個(gè)分析來評(píng)估每個(gè)零件：一個(gè)具有高阻尼(假定臨界阻尼為20%），一個(gè)具有低阻尼(假定臨界阻尼為0.5%)。研究每個(gè)階段影響系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)阻尼的敏感因素。

用軟件來計(jì)算發(fā)動(dòng)機(jī)高速運(yùn)動(dòng)時(shí)配氣機(jī)構(gòu)的動(dòng)態(tài)響應(yīng)，得出發(fā)動(dòng)機(jī)的最高轉(zhuǎn)速。

圖9所示以氣門座的速度來評(píng)估氣門關(guān)閉的猛烈程度。

圖9氣門速度與發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速

在低速時(shí)，氣門的速度是由凸輪軸控制的，但隨著發(fā)動(dòng)機(jī)速度的增加，這樣的控制便失效了?；鶞?zhǔn)設(shè)計(jì)中表現(xiàn)出氣門的發(fā)動(dòng)機(jī)速度從13500rpm急劇上升到14800rpm。以上的數(shù)據(jù)再加上一個(gè)合適的安全余量，用于為發(fā)動(dòng)機(jī)配氣機(jī)構(gòu)設(shè)置最高限速。在最終的設(shè)計(jì)中，發(fā)動(dòng)機(jī)的速度達(dá)到16500rpm時(shí)氣門的速度不超過2m/s，并且發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速低于17000rpm時(shí)氣門的速度都沒有急劇的變化。配氣機(jī)構(gòu)必須具有適應(yīng)比賽時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)高速轉(zhuǎn)動(dòng)的能力，這種特性是十分重要。我們可以有趣的發(fā)現(xiàn)，彈簧之間產(chǎn)生的阻尼對(duì)氣門座的速度影響并不大。從圖10我們可以進(jìn)一步的觀察到基準(zhǔn)設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速分別設(shè)定在9000rpm、13000rpm和15000rpm時(shí)進(jìn)氣門的關(guān)閉情況。圖10氣門升程和曲柄轉(zhuǎn)角15000rpm時(shí)，氣門在敲擊氣門座前的速度很高，所以在接觸氣門座時(shí)受到一個(gè)很大的反彈力。繪制相應(yīng)發(fā)動(dòng)機(jī)速度氣門第一次反彈高度圖，結(jié)果如圖11。圖11相應(yīng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速下氣門反彈高度

該圖的輪廓與氣門座速度圖輪廓相似。通常情況下認(rèn)為反彈高度超過0.1mm是不合理的，這個(gè)限制與已經(jīng)確定的氣門座速度的限制相關(guān)。動(dòng)態(tài)分析的下一個(gè)現(xiàn)象是氣門跳躍。這是由于慣性力（包括振動(dòng)力）超過了可用彈簧力使得凸輪和挺柱分離產(chǎn)生的現(xiàn)象。圖12顯示了相應(yīng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速下凸輪和挺柱間允許存在的最大間距。

圖12相應(yīng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速下凸輪/挺柱間隙彈簧阻尼對(duì)凸輪/挺柱的分離比對(duì)氣門跳躍影響更大，但是一般的結(jié)論并沒有改變?；鶞?zhǔn)設(shè)計(jì)中，發(fā)動(dòng)機(jī)速度超過14500rpm時(shí)，挺柱和凸輪軸頂端會(huì)有很大的脫離現(xiàn)象，然而在最終的設(shè)計(jì)中，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速只要在17000rpm以下，凸輪和挺柱分離時(shí)距離不會(huì)超過0.2mm。

在高速?gòu)椈膳錃鈾C(jī)構(gòu)中，彈簧劇烈振動(dòng)是一個(gè)眾所周知的問題。在凸輪輪廓的影響下，彈簧不規(guī)則振動(dòng)使氣門突然關(guān)閉，并且很可能影響下一個(gè)循環(huán)的氣門開啟。我們的團(tuán)隊(duì)通過繪制氣門關(guān)閉時(shí)彈簧中間線圈的殘余振幅來量化該現(xiàn)象，如圖13和14。圖13相應(yīng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速下的外部彈簧

圖14相應(yīng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速下的內(nèi)部彈簧基準(zhǔn)彈簧劇烈振動(dòng)時(shí)振幅非常高（除賽車外的大批量發(fā)動(dòng)機(jī)允許值為1mm），這有助于保證高速時(shí)的動(dòng)態(tài)性能。最終設(shè)計(jì)大大降低了彈簧振動(dòng)的振幅，改善了凸輪和彈簧之間的匹配性能。彈簧阻尼對(duì)彈簧振幅中度敏感。彈簧振動(dòng)振幅高造成對(duì)彈簧座的錘擊嚴(yán)重。彈簧振動(dòng)使得彈簧脫離彈簧座，導(dǎo)致不確定的劇烈沖擊（例如圖15所示）。

圖15相應(yīng)曲柄角度時(shí)基準(zhǔn)外彈簧的實(shí)際沖擊力該設(shè)計(jì)項(xiàng)目中，這個(gè)問題使彈簧中部斷裂（見后面章節(jié)），彈簧的最小和最大的沖擊力見圖16和17，我們將用這些數(shù)據(jù)來評(píng)估這個(gè)問題的風(fēng)險(xiǎn)。圖16相應(yīng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速下外彈簧的最小沖擊力圖17相應(yīng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速下外彈簧的最大沖擊力最終設(shè)計(jì)的凸輪輪廓和彈簧對(duì)于氣門彈簧沖擊力這個(gè)問題有顯著改善。用軟件來計(jì)算彈簧的動(dòng)應(yīng)力。繪制相應(yīng)曲柄轉(zhuǎn)角下，彈簧處于最壞情況的應(yīng)力如圖18，相應(yīng)應(yīng)力范圍如圖19。盡管不知道彈簧壓力對(duì)彈簧疲勞強(qiáng)度的影響，但在該項(xiàng)目中這些數(shù)據(jù)可以作為比較的基準(zhǔn)。圖18相應(yīng)曲柄轉(zhuǎn)角下外彈簧處于最壞情況的應(yīng)力圖19相應(yīng)曲柄轉(zhuǎn)角下外彈簧處于最壞情況的應(yīng)力范圍彈簧分析的結(jié)果在表7中給出。表7彈簧包含的因素和壓力參數(shù)基準(zhǔn)最終額定轉(zhuǎn)速內(nèi)彈簧的靜力1.21@14000rpm1.39@16000rpm外彈簧靜剪應(yīng)力（N/mm）298fitted1065max410fitted1294max內(nèi)彈簧靜剪應(yīng)力（N/mm）356fitted1066max291fitted1199max最終設(shè)計(jì)中，彈簧的應(yīng)力水平會(huì)增加，增加彈簧的質(zhì)量是應(yīng)對(duì)彈簧疲勞失效的很好的措施。建立整個(gè)發(fā)動(dòng)機(jī)的分析模型（見圖20）。在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)動(dòng)情況下，測(cè)量每個(gè)傳動(dòng)件的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)情況，根據(jù)模型中所測(cè)得的數(shù)據(jù)調(diào)整配氣機(jī)構(gòu)的剛度、阻尼和間隙。該模型被用來研究以下問題。

1、曲柄動(dòng)力學(xué)和正時(shí)轉(zhuǎn)動(dòng)對(duì)氣門運(yùn)動(dòng)的影響

2、正時(shí)齒輪的動(dòng)態(tài)載荷

3、齒輪緊固件的動(dòng)態(tài)扭矩

一個(gè)典型的狀態(tài)來比較進(jìn)氣門速度，簡(jiǎn)單估算出氣門型線，模型中對(duì)于進(jìn)氣門的測(cè)量值如圖21。有趣的是，在這種情況下（3缸發(fā)動(dòng)機(jī)正式齒輪運(yùn)轉(zhuǎn)），盡管氣門明顯受到了正時(shí)齒輪的動(dòng)態(tài)影響，但這種影響并不大。由此，在配氣機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)中可以用一個(gè)簡(jiǎn)單的氣門分析模型來設(shè)定限速。

圖20整個(gè)發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)動(dòng)動(dòng)力學(xué)模型

圖21通過單氣門模型和整機(jī)模型比較進(jìn)氣門的結(jié)果

配氣機(jī)構(gòu)測(cè)試項(xiàng)目后期，用氣缸試驗(yàn)臺(tái)來測(cè)試配氣機(jī)構(gòu)的耐久性、氣門彈簧（見下節(jié)）和配氣機(jī)構(gòu)的摩擦損耗。

電動(dòng)機(jī)通過傳動(dòng)軸驅(qū)動(dòng)齒輪空轉(zhuǎn)，氣缸試驗(yàn)臺(tái)供給的潤(rùn)滑油為100℃冷卻劑為80℃。

該試驗(yàn)臺(tái)通常運(yùn)行在穩(wěn)定的速度。

配氣機(jī)構(gòu)失效模式

挺柱孔損壞

第一個(gè)大問題是發(fā)動(dòng)機(jī)速度的增加會(huì)使挺柱孔損壞。在幾個(gè)發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)驗(yàn)中氣缸頭開裂和挺柱孔結(jié)構(gòu)破壞如圖22所示。在氣缸頭上使用燃料滲透，顯示裂縫開始于挺柱孔加工時(shí)留給凸輪提供間隙的圓角半徑處如圖23所示。圖22挺柱孔損壞

圖23挺柱孔裂紋

軟件用來計(jì)算凸輪和挺柱和之間的靜接觸力和接觸點(diǎn)在挺桿頂部的偏心率。這些值被用于計(jì)算挺柱側(cè)和挺柱孔之間的作用力在挺柱頂部和挺柱底部的顛覆力矩。建立這些力施加到挺柱孔區(qū)域的有限元模型（見圖24），發(fā)現(xiàn)低安全系數(shù)，由此看來進(jìn)行各種改進(jìn)方案的研究是有必要的。最終以提高圓角半徑來消除了這種隱患。圖24挺柱孔的應(yīng)力集中

氣門頂面磨損在配氣機(jī)構(gòu)基準(zhǔn)設(shè)計(jì)中氣門頂面受到強(qiáng)烈磨損如圖25。圖25氣門頂面磨損這是由于對(duì)孔的公差控制不足而導(dǎo)致的氣門和氣門座之間的配合不恰當(dāng)。這些組件之間過大的徑向間隙導(dǎo)致氣門頂面邊緣的加載傾覆。這個(gè)問題可能已經(jīng)通過改善配合和表面處理而得到解決了，但在最終設(shè)計(jì)中因氣門頂面形狀的變化而完全消除。氣門桿的損壞

隨著發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的增加，進(jìn)氣門桿發(fā)生了一系列的故障。氣門桿經(jīng)常損壞彈簧座的底部，在氣門鎖夾的接觸面，如圖26所示。圖26氣門桿損壞

損壞表面屬于純拉伸疲勞，所以外加載荷可能遠(yuǎn)高于預(yù)期載荷。以前的經(jīng)驗(yàn)表明，氣門失控可能是主要原因，盡管分析表明這在動(dòng)力學(xué)內(nèi)是可接受的損壞速度。這使得我們返回研究配氣機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)。最后發(fā)現(xiàn)根本原因是氣門彈簧張緊力不夠。以下使用的依賴于應(yīng)力水平的彈簧松弛（或彈簧力的損失），時(shí)間和溫度時(shí)減少力的5%。在發(fā)動(dòng)機(jī)高速運(yùn)轉(zhuǎn)下，測(cè)量結(jié)果顯示基準(zhǔn)彈簧的彈力/變形比標(biāo)準(zhǔn)值小40%。氣門速度不變時(shí)彈簧力下降20%所帶來的影響如圖27所示。氣門彈簧失控也會(huì)導(dǎo)致氣門桿承受彎曲載荷，引起更多的故障。

圖27氣門速度不變時(shí)彈簧彈力產(chǎn)生的影響氣門的損壞過渡點(diǎn)是在300rpm低轉(zhuǎn)速時(shí)，由此產(chǎn)生的影響強(qiáng)大到足以損壞氣門