低噪声重型柴油机配气机构凸轮型线优化设计_孟丽.pdf

年第 期檶檶檶檶檶檶檶檶檶檶殞殞殞殞产品分析低噪声重型柴油机配气机构凸轮型线优化设计孟丽，姚敏，张志鹏（潍柴动力股份有限公司，山东 潍坊 ；潍坊市特种设备检验研究院，山东 潍坊 ）摘要：凸轮型线设计对发动机性能及可靠性至关重要。针对某重型柴油机整机噪声大，测试表明其配气机构产生的机械噪声贡献量比较大，为降低配气机构噪声对其凸轮型线进行优化设计和动力学计算分析，仿真结果显示优化型线后凸轮与从动件最大接触力降低约，凸轮扭矩峰值降低约。通过噪声试验验证，优化凸轮型线后发动机外特性噪声降低 ，整机降噪效果明显。关键词：配气机构；动力学；凸轮型线；中图分类号：文献标识码：文章编号：（），（，；，）：，：；作者简介：孟丽（），女，硕士，主要研究方向为发动机结构及动力学仿真。引言配气机构作为内燃机核心系统之一，其作用是实现发动机的换气过程，通过开启和关闭进排气门，保证发动机工作循环中进气充分，排气彻底，因而配气机构设计的优劣直接影响发动机的动力性、经济性及可靠性。随着发动机强化指标越来越高，性能要求气门升程曲线尽可能快的开启和关闭，同时在气门升程工作段有较大的丰满系数，这就使得凸轮型线设计有较大的加速度，但是加速度增加会导致配气机构零部件载荷增加，冲击加大，从而产生剧烈的振动和噪声，这样对于 非常不利。本文的研究对象为一款六缸增压中冷柴油机，配气机构形式为顶置式摇臂滚子结构。在噪声测试中发现整机噪声较大，且配气机构机械噪声为主要噪声源。由配气机构噪声机理可知，噪声来源于两大方面：配气机构激励力和气门落座冲击。配气机构的激励力主要是指各部件之间的接触力，接触力包括凸轮摇臂间的接触力，摇臂与气门间的接触力以及气门与气门座间的接触力，各激励力不仅可以直接激起传动件的振动，还会通过凸轮轴承、摇臂座等结构件传递到机体、缸盖上引起结构的振动并且向外辐射振动噪声。为了减小传动件之间的冲击和磨损，降低系统的振动噪声水平，要保证各传动件之间的接触力控制在一定水平内，且无剧烈波动。另一方面，在气门落座时刻，落座速度产生的冲击不仅会导致较大落座振动和噪声，还会加剧接触面的磨损，设计时要保证落座冲击小。本文针对配气机构噪声问题进行凸轮型线优化设计。配气机构模型搭建摇臂式顶置凸轮轴配气机构主要包括凸轮轴、滚子摇臂、气门桥、气门弹簧及气门等，该发动机为单缸四气门，配气机构布置如图所示。图配气机构布置本文采用 软件进行配气机构运动学及动力学计算。动力学模型采用多质量模型，根据零部件结构特点将其简化为多个串联的质量点，通过弹簧连接，考虑结构阻尼，可以更准确的计算零部件运动规律及受力情况，同时能够预测阀系飞脱、反跳等特性。配DOI:10.19475/ki.issn1674-957x.2023.13.008内燃机与配件 气机构动力学仿真计算模型如图所示。原机动力学计算结果如图所示。图计算模型图（）气门升程图（）气门速度图（）接触力图（）凸轮轴扭矩由图 图 可知，气门落座平稳，没有出现反跳及二次开启的现象，气门落座速度小于 ，气门落座冲击小，落座特性良好，满足落座评价指标；由图 可知阀系各零部件之间接触良好，没有出现飞脱的现象；由此分析，排除因为阀系飞脱及异常落座造成的噪声大的问题。进一步分析图 和图，发现排气阀系凸轮从动件接触力波动较大，且升程开启段受力及扭矩均大于升程下降段，针对该问题进行凸轮型线优化设计：一方面降低阀系载荷波动，另一方面降低气门开启时刻的凸轮摇臂受力及凸轮扭矩，以降低阀系激励。凸轮型线优化要使配气机构工作平稳，振动与噪声较小，通常在设计凸轮型线时应该保证凸轮升程曲线光滑，尽可能使曲线的三阶甚至更高阶的导数连续，挺柱的最大正加速度和最大负加速度之间过渡平滑等。降噪凸轮型线优化考虑如下几个方面：气门跃度：气门加速度的导数，表征气门加速度曲线的变化率，与从动件振动响应有直接的关系，凸轮与从动件间的接触力应尽可能避免突跳，跃度的最大值不宜过大，以免引起振动，一般最大跃度值不超过 。气门弹簧裕度：气门弹簧力与负加速段惯性力的比值，气门弹簧裕度的最小值应合适，不宜过大也不宜过小，过大容易导致零部件接触面早期磨损且增加驱动功率，过小会出现弹簧弹力不足导致从动件与凸轮出现脱离现象。一般情况下，最小气门弹簧裕度应大于 。凸轮轴扭矩是作用在齿轮或者带轮上的载荷，是影响凸轮轴扭振和皮带是否正常工作的激励条件，根据凸轮转矩大小可以确定凸轮轴上载荷以及驱动从动件装置所需要的功率，整机配气机构计算中，该转矩一般要求从最大正扭矩变为最大负扭矩过渡应该平稳。阀系共振。作用在气门机构这一振动系统上的激发力与凸轮外形所决定的挺柱运动规律有关，振动的激烈程度应取决于系统固有频率与激发力频率间的关系。凸轮型线设计中用比值来反映挺柱正加速度段长度与机构振动之间的关系。值指的是挺柱正加速度段长度与机构固有振动周期所占凸轮转角之比，见式：（）其中，阀 系 固 有 频 率（）；凸 轮 轴 转 速（）；正加速度脉冲宽度（）。阀系固有频率越低或者正加速度宽度越窄，共振发生的可能性就越大。最佳的值与挺柱加速度曲线形状有关，即正加速度曲线向其负加速度曲线过渡的平滑性。一般要求 。丰满系数。气门机构的时间断面，简称“时面值”，常用开启断面积与开启时间的乘积来表示气门机构的通过能力，而丰满系数是气门通道的平均通过断面对最大通过断面的比值，如式所示：（）（）（）其中，为丰满系数；为气门开启时的角度；（）为气门升程曲线；为气门关闭角度；为气门升程的最大值。丰满系数越大，气门开启关闭越迅速，气流通过能力越强，但是这将导致气门机构运动件的加速度和惯性力增加，阀系平稳性较差，冲击、振动、噪声加剧，一般丰满系数推荐值为 左右。最后，气门开启时刻，若开启速度较快，除了使得零部件间碰撞产生的振动加剧，不利于整机噪声外，气门开启速度越快，气流振动也越剧烈，产生的噪声也会增加。基于上述分析，对排气凸轮型线进行优化设计，优化 年第 期前后参数及运动学结果见表。表运动学参数及结果参数原机优化后阀系固有频率 最大接触应力 最大气门升程 负曲率半径 扭矩峰值 开启关闭开启关闭缓冲段形式 缓冲段高度 缓冲段包角 等加速段升程 工作段半包角 正加速度段包角凸轮工作段包角 系数 最大跃度 丰满度 优化后最大气门升程及相位与原机一致，运动学接触应力和峰值扭矩相当，正加速度段占比增加，系数增加，丰满系数降低，负曲率半径绝对值增加，可加工性更好。优化前后凸轮升程、加速度曲线对比见图所示。图（）凸轮升程图（）凸轮加速度凸轮型线优化前后配气机构动力学计算结果见图。图 为凸轮从动件接触力曲线，优化后峰值接触力降低约 ，图 为凸轮扭矩曲线，优化后峰值扭矩降低约 ，图 为气门速度曲线，优化后气门开启过程速度曲线更光滑，图 为气门升程曲线，丰满系数略有降低，会影响充气效率，通过热力学仿真计算验证升程变化对性能的影响。根据发动机管路结构参数建立热力学仿真模型如图所示，首先根据发动机实际情况确定仿真温度压力边界，标定模型，针对重点关注工况进行仿真计算。油耗率如图所示，常用工况区，优化后油耗率增加 ，标定点有 左右的增加，推荐该方案凸轮轴加工样件进行 试验验证。图（）凸轮从动件接触力图（）凸轮扭矩图（）气门速度图（）气门升程图热力学模型图油耗率内燃机与配件 试验验证在半消声室台架进行整机噪声测试，发动机测试环境如图所示。噪声测试采用五点法，顶部测点麦克风离开气缸盖上沿，左侧、右侧、前侧、后侧测点麦克风分别距离柴油机机体，高度为顶部测点到地面高度的一半。噪声测试仪器采用 公司的多通道噪声振动分析仪及丹麦 公司的麦克风，采样频率为 ，频率分辨率为 。根据 往复式内燃机辐射的空气噪声测量工程法及简易法 测试。图测试环境行业内通常用 声压级来评价柴油机噪声辐射水平，声压级即为五点简易法中表面平均声压级。工程中可通过式计算得出。（）（）为表面平均声压级，单位（）；各测点等效连续声压级，单位（）；为测点序号，为麦克风测点数；为考虑背景噪声及测试环境噪声的修正值，单位（）。凸轮型线优化前后发动机噪声对比如图所示。图（）外特性噪声对比图（）左侧点噪声对比由图 可以看出，优化凸轮型线后的整机外特性噪声较优化前明显降低，实测降幅约 ；针对原机左侧噪声较大的问题，从图 的噪声频谱图对比分析可以看出，优化后的凸轮型线，发动机左侧噪声在 内降低最多，达到 ，由此可见优化后凸轮型线降噪效果明显，优化方法准确有效。结束语（）凸轮型线设计对发动机整机噪声影响很大。从配气机构噪声机理入手，通过优化凸轮型线降低阀系零部件激励力，有利于降低配气机构噪声。（）凸轮型线设计需兼顾性能与，不能一味追求高丰满系数，有时性能收益不大，但是会对可靠性及振动噪声十分不利，型线设计时需尽可能好的平衡两者关系。（）本文针对发动机噪声问题进行了凸轮型线的优化设计，计算分析优化前后的运动学及动力学特性，并通过噪声试验验证，优化凸轮型线后的整机外特性噪声全转速范围内较优化前明显降低，降幅约 ，基于降噪进行的凸轮型线优化设计效果显著，方法行之有效。参考文献：程艳萍 内燃机配气凸轮型线的低噪声设计 哈尔滨：哈尔滨工程大学，国杰 配气机构激励源特性及振动和噪声的预测研究 哈尔滨：哈尔滨工程大学，陆际清，孟嗣宗汽车发动机设计清华大学出版社，：吴兆汉 内燃机设计 北京理工大学出版社，：王兆文内燃机配气机构气门振动解析方法研究内燃机学报，第 卷（）第期：，（），（）：，王任信轻型柴油机凸轮型线设计参数优化装备制造技术 ，（）：陈华新，熊友军 发动机配气机构噪声试验研究摩托车技术，李香梅柴油机配气机构的机械噪声研究哈尔滨工程大学 罗虹，夏铁权，胡加强，王攀 型发动机配气机构的噪声分析重庆大学学报，（），：