技術維修與康明斯知識

康明斯柴油機挺柱改進案例及配氣機構優化仿真

 

摘要：針對6CTA8.3-G2型柴油發電機組的發動機挺柱與凸輪軸之間磨損的現象，康明斯公司提出了將平底挺柱改為滾輪挺柱方案，同時理論上進行了科學研究和分析。為了更好地證明該方案的實際操作性，康明斯公司利用 AVL-EXCITE Timing Drive 軟件對改進后的柴油機配氣機構進行了仿真計算，通過對比改進前后的各項參數以及接觸應力、推桿力、氣門反跳、彈簧并圈來評估改進方案的可行性。

 

一、背景介紹

 

      隨著現代柴油機強化程度提高、排放升級、爆壓提升等發展趨勢，對柴油機各機構及系統的要求也越來越高。配氣機構作為發動機的兩大機構之一，其精確性、可靠性都必須得以保證，并隨著柴油機強化趨勢越來越受到重視。配氣機構的主要功能是實現發動機的換氣過程，根據氣缸的工作次序，定時開啟和關閉進、排氣門，以保證氣缸吸入新鮮空氣和排出廢氣。現代柴油機設計中，配氣機構設計占有重要地位。其設計質量直接影響著柴油機的技術性能、工作可靠性、耐久性和平穩性。隨著柴油機平均有效壓力和轉速的提高，配氣機構零件所承受的機械負荷、熱負荷、摩擦磨損以及振動噪聲急劇增加。為了保證柴油機具有良好的性能和壽命，對配氣機構提出了更高的要求。本文正是在這種前提下，針對6CTA8.3-G2型號柴油機配氣機構在性能不斷提升過程中遇到挺柱與凸輪軸之間的磨損問題，對原配氣機構進行改進設計。

      6CTA8.3-G2型柴油機排量8.9 L，凸輪軸置于機體側面中部，通過挺柱推桿傳遞到搖臂驅動氣門。近年來隨著排放法規的提升和對發動機經濟性等各方面要求的逐步提高，該型號發動機經過多次改進，發動機各項性能指標均作了較大幅度的提升。伴隨著這些改進和提升，柴油機本體各系統均進行了不同程度的改進，配氣機構的磨損問題日益突出，特別是凸輪軸和挺柱之間的磨損和點蝕故障越來越多。基于這樣的現狀，須解決凸輪軸與挺柱間的磨損和點蝕問題。通過AVL-EXCITE Timing Drive軟件對原設計方案的分析計算發現，進排氣凸輪與挺柱底面接觸面的接觸應力分別達到688.3 MPa和836 MPa，超過了鋼制平底挺柱的一般許用值680 MPa。因此改用在重型柴油機領域中應用越來越廣、且已經趨于成熟的滾輪挺柱，以代替原來的平底挺柱。使用AVL-EXCITE Timing Drive軟件模擬原方案與改進方案，評價凸輪與挺柱之間的接觸應力是否得到改善，并進一步對比2種方案，從配氣機構的運動學、動力學方面進行仿真計算來評估改進方案的效果和可行性。

 

二、方案說明

 

      原柴油機配氣機構為平底挺柱、凸輪軸下置型，其優點在于傳動機構簡單、易于布置，如圖1所示。考慮到售后反饋的配氣機構耐久性問題主要集中于凸輪與挺柱間的過度磨損，因此不改變配氣機構的布置，只考慮將平底挺柱改為滾輪挺柱，并根據挺柱變更后凸輪型線跟隨性的差異，對凸輪型線進行微調，盡可能保證氣門運動特點不發生大的變化。改進后滾輪挺柱外觀結構見圖2。比較2種設計結構的主要差異如下：

（1）滾輪挺柱質量大于平底挺柱。根據零件實測滾輪挺柱的質量為242g，原平底挺柱質量為160g。

（2）推桿長度有變化。由于挺柱結構變化引起推桿比原來縮短24mm。

（3）搖臂組件的接觸角度、接觸位置有變化。

（4）挺柱與凸輪之間的接觸由滑動加轉動狀態變為滾動狀態。

（5）平底挺柱改為滾輪挺柱，驅動方式的改變會影響氣門開啟和落座的加速度

 

圖1  柴油機下置式配氣機構示意圖

圖2  配氣機構之滾輪挺柱平面結構圖

 

三、建模與仿真

 

      本次改進設計主要集中于配氣機構的耐久性和機械強度，不考慮氣缸之間的相互影響。且通常柴油機凸輪軸的扭轉剛度足夠大，因此從主要關注的耐久性、系統機械強度上看，單獨閥系的系統動力學與整個閥系的系統動力學結果差異不大，可采用單閥系來模擬計算。本次模擬分析主要采用AVL-EXCITE Timing Drive軟件建立配氣機構運動學和動力學模型，應用proE軟件測量零件質量、位置尺寸等參數，應用Abaqus計算零件剛度等參數，其余參數如潤滑油參數、材料參數來自于零部件供應商和經驗數值。

1、建模準備

      原柴油機為成熟機型，質量數據采用實物測量及模型校對的方法獲得；位置參數通過proE建立配氣機構布置圖，進而獲得距離、角度等機構關鍵尺寸；缸內壓力由樣機測試得到；氣門間隙直接測量樣機獲得；所有零部件的材料皆為配氣機構零部件實際使用的材料。采用經過校核的模型利用有限元軟件來計算主要結構件的剛度。圖3、圖4、圖5和圖6為剛度計算模型。

 

圖3  柴油機排氣門橋剛度計算模型	圖4  柴油機進氣門橋剛度計算模型
圖5  柴油機排氣搖臂剛度計算模型	圖6  柴油機進氣搖臂剛度計算模型

 

      氣門橋、搖臂、推桿都為配氣機構傳動系統的主要構件，其剛度對整個配氣機構來說非常重要。有限元計算得到的剛度值見表1。

表1    柴油機配氣機構的剛度值

2、仿真模型的建立

      AVL-EXCITE Timing Drive是奧地利AVL公司用于配氣機構運動學和動力學分析的軟件，其運動學、動力學計算基于多質量動力學模型的理論，采用多個集中質量塊來簡化模型。軟件本身提供了相應的集成化模塊，具有友好的用戶界面，建立模型及參數輸入較為方便。其中運動學及動力學分析模塊，能夠通過仿真計算，明確氣門運動特性及配氣機構動力學相關性能。幫助每個常規配氣機構設計出最好的性能和最可靠的結果。配氣機構的每一部分都用模塊元件單獨描述，這些模塊可以連接起來形成完整的配氣機構模型。每一個建模用的元件都經過精心的設計以使用最少的自由度，但同時保留足夠的細節來確保仿真準確度M。

（1）運動學仿真模型

      在AVL-EXCITE Timing Drive軟件的運動學計算中，閥系被當量成雙質量模型.即閥系當量總質量被分配到凸輪側和氣門側，其中凸輪側當量質量包括挺柱質量和推桿質量。氣門當量質量包括氣門方向運動的零件質量和將轉動零件的轉動慣量轉換的質量。閥系的當量總剛度可通過對各零件剛度串聯求和得到。運動學閥系總當量剛度不包含氣門剛度4。

（2）動力學模型的建立

      動力學計算是將各部件看作彈性質點，根據作用在彈性系統中各構件的力的彈性關系，并考慮系統中的阻尼、間隙、脫離、落座等各種因素，建立氣門運動的微分方程，最后求解各種轉速下氣門的真實運動。對動力學結果的評價主要考慮從動件的飛脫、氣門反跳、凸輪接觸應力，氣門彈簧裕度以及彈簧并圈等現象。應用AVL EXCITE Timing Drive軟件，根據柴油機配氣機構實體結構及零部件布置情況，建立了進、排氣系統單閥系動力學仿真模型。

 

四、分析結果及對比

 

      配氣機構改進結果的分析，主要從系統機械強度要求的角度來考慮，重點關注凸輪與挺柱之間的接觸應力、氣門落座速度、彈簧動態力等。以原型機凸輪型線為參考，重新設計凸輪型線。

1、排氣型線設計變更前后主要差異

（1）凸輪挺柱間接觸應力，由于接觸形式的改變，接觸應力由688.3增大至904.7MPa；

（2）緩沖段末端氣門速度由2.228增大至3.308 mm/°；

（3）開啟、關閉段包角由64°、64°分別減為60°、58°；

（4）開啟、關閉段豐滿度由0.5223、0.5223增大至0.539、0.5386。

2、進氣凸輪型線設計變更前后主要差異

（1）凸輪與挺柱間接觸應力，由于接觸形式的改變，接觸應力由836增大至842.8 MPa；

（2）緩沖段末端氣門速度由1.91增大至2.3mm/°左右；

（3）開啟、關閉段包角由58°、58°分別減為58.5°和57.5°；

（4）開啟、關閉段豐滿度由0.5283、0.5283增大至0.542、0.5422。

3、改進后的動力學分析結果

       針對改進后的配氣機構，需要驗算其滾輪挺柱與凸輪間的動態接觸應力、彈簧動態力、氣門落座速度等，以評價改進后配氣機構的系統設計是否滿足動力學要求。

      圖7~圖12對改進的配氣機構動力學的結果進行了整理：改進后氣門動力學升程、速度曲線均滿足一般設計標準；凸輪與挺柱的接觸應力雖比原平底挺柱的高，但均小于滾輪挺柱的許用值；在整個氣門開啟段沒有飛脫現象；緩沖段氣門速度有所升高，但氣門落座力平穩、無反跳現象；推桿力均滿足屈曲強度要求；氣門彈簧顫振情況良好，沒有發現并圈現象；

      氣門的開啟關閉段豐滿度提高，有利于進排氣效率的提高。綜上所述并結合配氣機構系統動力學分析標準，改進后的配氣機構系統動力學結果皆滿足使用要求。

 

圖7  柴油機動力學型線（排氣門）	圖8  柴油機動力學型線（進氣門）
圖9  柴油機推桿力曲線圖（排氣門）	圖10  柴油機推桿力曲線圖（進氣門）
圖11  柴油機氣門彈簧動態力曲線圖（排氣門）	圖12  柴油機氣門彈簧動態力曲線圖（進氣門）

 

總結：

      為解決某成熟機型出現的挺柱底面與凸輪軸磨損問題，將配氣機構中的平底挺柱改為滾輪挺柱；并基于滾輪挺柱結構以原凸輪型線為參考重新設計凸輪型線，應用AVL-EXCITE Timing Drive軟件設計型線，并對整個機構的運動學、動力學進行了分析。由分析結果得知，挺柱改進后，型線設計、運動學、動力學分析皆滿足設計要求。下一步著重從試驗驗證及性能優化2個方向同步進行，試驗驗證改進后機構的可靠性、耐久性等，并可根據試驗結果對分析模型進行校驗；另一方面，可以在性能試驗的基礎上對型線進行優化，可考慮在包角不變的前提下優化凸輪型線，這樣改進后的新型線在不調整配氣正時的情況下就可以直接應用。

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